J11-100單柱固定臺曲柄壓力機設計【含CAD圖紙】

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山西工程技術學院 畢業(yè)設計說明書 畢業(yè)生姓名 ： 鄭虎君 專業(yè) ： 機械電子工程 學號 ： 180534002 指導教師 ： 劉宏謙 所屬系（部） ： 機械電子工程系 二〇二〇年五月 J11-100單柱固定臺曲柄壓力機設計 摘 要 曲柄壓力機是通過曲柄滑塊機構將電動機的旋轉運動轉換為滑塊的直線往復運動，對胚料進行成行加工的鍛壓機械。曲柄壓力機動作平穩(wěn)，工作可靠，廣泛用于沖壓、擠壓、模鍛和粉末冶金等工藝。其結構簡單，操作方便，性能可靠。 關鍵詞：壓力機：曲柄機構：機械制造 Design of j11-100 single column fixed platform crank press Abstract Crank pressure 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 reliable, 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, crank organization, machine manufacturing 目 錄 摘 要 i Abstract ii 第一章 電動機的選擇和飛輪設計 1 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 1 第二節(jié) 電動機的選擇 2 一 選擇電動機的類型 2 二 選擇電動機的功率 2 三 確定電動機的轉速 3 四 計算總傳動比和分配傳動比 3 五 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4 第三節(jié) 飛輪轉動慣量及尺寸計算 5 一 壓力機一次工作循環(huán)所消耗的能量 5 二 飛輪轉動慣量計算 9 三 飛輪尺寸計算 10 四 飛輪輪緣線速度驗算 11 第二章 機械傳動系統(tǒng) 11 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析 11 一 傳動系統(tǒng)類型 11 二 傳動系統(tǒng)的布置方式 12 三 離合器和制動器的位置 13 四 傳動級數(shù)和各級傳動比的分配 13 第二節(jié) 三角皮帶傳動設計 14 第三節(jié) 齒輪傳動的設計 17 一 選擇齒輪材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數(shù) 17 二 開式齒輪按齒輪彎曲疲勞強度設 17 第四節(jié) 轉軸的設計 20 一 軸的概述 20 二 J11—100開式曲柄壓力機的轉軸設計 21 第五節(jié) 平鍵連接 24 第三章 曲柄滑塊機構 25 第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 25 一 曲柄滑塊機構 25 第二節(jié) 曲柄軸的設計計算 28 一 曲軸的結構示意圖 28 二 曲柄軸強度設計計算 28 三 曲軸剛度計算 30 第三節(jié) 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置 31 一 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結構 31 二 連桿的計算 32 三 連桿及球頭調(diào)節(jié)螺桿的強度計算 33 四 調(diào)節(jié)螺桿的螺紋 36 五 調(diào)節(jié)螺桿的螺紋計算 36 六 連桿上的緊固螺栓 36 第四節(jié) 滾動軸承的選擇 37 一 滾動軸承概述 37 二 滾動軸承型號選擇 38 第五節(jié) 滑動軸承 39 一 滑動軸承的結構 39 二 滑動軸承的潤滑及軸瓦結構 39 三 滑動軸承的計算 39 第四章 離合器與制動器 41 第一節(jié) 離合器與制動器的作用原理 41 第二節(jié) 離合器的設計 42 一 離合器的類型、工作特性及其選用原則 42 二 雙轉鍵離合器的結構 43 第三節(jié) 制動器的設計 45 一 制動器的類型、工作特性及其選用原則 45 二 帶式制動器的結構 46 第五章 機身設計 46 第一節(jié) 機身結構 46 第二節(jié) 機身計算 47 一 強度計算 47 第六章 過載保護裝置設計 50 一 剪切破壞式過載保護裝置的結構 51 二 剪切塊的設計計算 51 第七章 潤滑系統(tǒng) 53 第一節(jié) 曲柄壓力機常用潤滑劑 54 一 稀油潤滑 54 二 干油潤滑 55 結論 56 參考文獻 58 中文 61 致 謝 63 前 言 一 開式曲柄壓力機的特點和用途 曲柄壓力機是采用曲柄滑塊機構作為工作機構的一類鍛壓機器。 開式壓力機是曲柄壓力機的一個類別，其特點是具有開式機身（即C型機身）。 開式壓力機因為具有開式機身，與閉式壓力機相比有其突出的優(yōu)點，工作臺在三個方向是敞開的，裝、模具和操作都比較方便，同時為機械化和自動化提供了良好的條件。但是，開式壓力機也有其缺點，由于機身呈C型，工作是變形較大，剛性較差，這不但會降低制品精度，而且由于機身有角變形會使上模軸心線與工作臺面不垂直，以至破壞了上、模具間隙的均勻性，降低模具的使用壽命。開式壓力機的特點是，機身呈“C”型，機身前面和左、右兩邊敞開，便于模具的安裝、調(diào)整。但“C”型機身剛度較差，受背荷后易變形，影響造件精度和模具使用壽命，因此，只適用于中小型壓力機。 開式壓力機根據(jù)其機身結構不同，又可分為雙柱開式壓力機和單柱開式壓力機兩種；根據(jù)工作臺結構，分為固定臺式壓力機和降降臺式壓力機兩種；根據(jù)機身可否傾斜，分為可傾式 壓力機和不成傾式壓力機兩種。 由于開式曲柄壓力機使用上最方便，因而被廣泛采用。它是板料沖壓生產(chǎn)中的主要設備，可用于沖孔、落料、切邊、彎曲、淺拉伸和成型等工序，并廣泛應用于國防、航空、汽車、拖拉機、電機、電器、軸承、儀表、農(nóng)機、農(nóng)具、自行車、縫紉機、醫(yī)療器械、日用五金等部門中。在中、小型壓力機中，開式壓力機得到了廣泛的發(fā)展，目前在我國機器制造業(yè)中，開式曲柄壓力機的年產(chǎn)量約占整個鍛壓機械年產(chǎn)量的49.5%，而在通用曲柄壓力機的生產(chǎn)中約占95%。 曲柄壓力機通過傳動系統(tǒng)把電動機的運動和能量傳遞給曲軸，使曲軸作旋轉運動，并通過連桿使滑塊產(chǎn)生往復運動。電動機通過小齒輪、大齒輪（飛輪）和離合器帶動曲軸旋轉，再通過連桿使滑塊在機身的導軌中作往復運動。將模具的上模固定在滑塊上，下模固定在機身工作臺上，壓力機便能對放置在上、下模之間的被沖壓材料進行加壓，依靠模具將其沖制成工件，實現(xiàn)壓力加工。離合器由腳踏板通過操縱機構控制，實現(xiàn)曲柄滑塊機構的運動或停止。制動器與離合器密切配合，可在離合器脫開后將曲柄滑塊機構停止在一定的位置上（一般是指滑塊處于上死點的位置）。大齒輪還起飛輪的作用，使電動機的負荷均勻，并有效地儲存和釋放能量。 曲柄壓力機有以下幾種分類方法： 1)按床身結構分可分為開式壓力機和閉式壓力機兩種。 開式壓力機床身前面、左面和右面三個方向是敞開的，操作和安裝模具都很方便，便于自動送料。但由于床身呈C字形，剛性較差。當沖壓力較大時。床身易變形，影響模具壽命，因此只適用于中、小型壓力機。閉式壓力機的床身兩側封閉，只能前后送料，操作不如開式的方便，但機床剛性好，能承受較大的壓力，適用于一般要求的大、中型壓力機和精度要求較高的輕型壓力機。 2)按連桿的數(shù)目分可分為單點、雙點和四點壓力機。 單點壓力機有一個連桿，雙點和四點壓力機分別有兩個和四個連桿。 3)按滑塊數(shù)目分可分為單動壓力機、雙動壓力機和三動壓力機三種。 雙動及三動壓力機一般用于復雜制件的拉深。這種壓力機可用于較大、較高制件的拉深。壓力機的工作部分由拉深滑塊、壓邊滑塊、工作臺三部分組成。拉深滑塊由主軸上的齒輪及其偏心銷通過連桿帶動。工作臺由凸輪傳動，壓邊滑塊在工作時是不動的。工作時，凸模固定在拉深滑塊上，壓邊圈固定在壓邊滑塊上，而凹模則固定在工作臺上。工作開始時，工作臺在凸輪的作用下上升，將坯料壓緊，并停留在此位置。這時，固定在拉深滑塊上的拉深凸模開始對坯料進行拉深，直至拉深滑塊下降到拉深結束位置。拉完后拉深滑塊先上升，然后工作臺下降，完成沖壓工作。這種雙動壓力機是通過拉深滑塊和工作臺的移動來實現(xiàn)雙動的。 4)按傳動方式分壓力機的傳動系統(tǒng)可置于工作臺之上，也可置于工作臺之下。 前者稱為上傳動，后者稱為下傳動。下傳動的壓力機重心低、運動平穩(wěn)，能減少振動和噪聲，床身受力情況也得到改善。但壓力機平面尺寸較大，總高度和上傳動差不多，故重量大、造價高。且傳動部分的修理也不方便，故現(xiàn)有通用壓力機一般均采用上傳動。 　　 二 J11—100開式曲柄壓力機的基本參數(shù) 開式曲柄壓力機的基本參數(shù)，決定了它的工藝性能和應用范圍，同時也是設計壓力機的重要依據(jù)?，F(xiàn)將J11—100開式曲柄壓力機基本參數(shù)分別敘述如下： 1、 公稱壓力F：公稱壓力是壓力機的主參數(shù)，是指滑塊離下止點前某一特定距離時，滑塊上所允許的最大作用力。F=1000KN 2、 滑塊行程s：滑塊行程是指壓力機滑塊從上止點到下止點所經(jīng)過的距離，它是曲柄半徑的兩倍，或是偏心齒輪、偏心軸銷偏心距的兩倍。其大小隨壓力機工藝用途和公稱壓力的不同而不同。 S=20-100mm 3、 滑塊行程次數(shù)n：它是指滑塊每分鐘從上止點到下止點，然后再回到上止點的往復次數(shù)。滑塊行程次數(shù)的高低反映了壓力機沖壓的生產(chǎn)效率。n=60次/分 4、 公稱壓力F：公稱壓力是壓力機的主參數(shù)，是指滑塊離下止點前某一特定距離時，滑塊上所允許的最大作用力。F=1000KN 5、 滑塊行程s：滑塊行程是指壓力機滑塊從上止點到下止點所經(jīng)過的距離，它是曲柄半徑的兩倍，或是偏心齒輪、偏心軸銷偏心距的兩倍。其大小隨壓力機工藝用途和公稱壓力的不同而不同。 S=20-100mm 6、 滑塊行程次數(shù)n：它是指滑塊每分鐘從上止點到下止點，然后再回到上止點的往復次數(shù)?；瑝K行程次數(shù)的高低反映了壓力機沖壓的生產(chǎn)效率。n=60次/分 7、 最大裝模高度：止點位置時，滑塊下表面到工作墊板上表面的距離。當裝模高度調(diào)節(jié)裝置將滑塊調(diào)整到最高位置（即連桿調(diào)至最短）時，裝模高度達最大值，稱為最大裝模高度。 8、 當裝模高度調(diào)節(jié)裝置將滑塊調(diào)整到最低位置（即連桿調(diào)至最長）時，裝模高度達最小值，稱為最小裝模高度。壓力機裝模高度調(diào)節(jié)裝置所能調(diào)節(jié)的距離稱為裝模高度調(diào)節(jié)量（△H）。有了裝模高度調(diào)節(jié)量，就可以滿足不同閉合高度模具安裝的需要。模具的閉合高度應該介于壓力機的最大裝模高度和最小裝模高度之間。 所謂封閉高度，是指滑塊在下止點時滑塊下表面到工作臺上表面的距離。它和裝模高度之差恰是工作臺墊板的厚度。J11-100壓力機的最大裝模高度為 　6、模柄孔尺寸：中小型壓力機的滑塊底面都設有模柄孔，它是用于安裝固定上模和確定模具壓力中心的。當模具用模柄與滑塊相連時，滑塊模柄孔的直徑和深度應與模具模柄尺寸相協(xié)調(diào)。中小型壓力機模柄孔的形狀有圓柱形和方柱形。 曲柄壓力機由以下幾部分組成： 1)床身 床身是壓力機的骨架，承受全部沖壓力，并將壓力機所有的零、部件連接起來，保證全機所要求的精度、強度和剛度。床身上固定有工作臺，用于安裝沖模的下模。 2)工作機構 即為曲柄連桿機構，由曲軸、連桿和滑塊組成。電動機通過V形帶把能量傳給帶輪，通過傳動軸經(jīng)小齒輪、大齒輪傳給曲軸，并經(jīng)連桿把曲軸的旋轉運動變成滑塊的往復直線運動。沖模的上模就固定在滑塊上。帶輪兼起飛輪作用，使壓力機在整個工作周期里負荷均勻，能量得以充分利用。 3)操縱系統(tǒng) 由制動器、離合器等組成。離合器是用來啟動和停止壓力機動作的機構。制動器是在當離合器分離時，使滑塊停止在所需的位置上。離合器的離、合，即壓力機的開、停是通過操縱機構控制的。 4)傳動系統(tǒng) 包括帶輪傳動、齒輪傳動等機構。 5)能源系統(tǒng) 包括電動機、飛輪（帶輪）。 除了上述幾大基本部分外，曲柄壓力機還有多種輔助裝置，如潤滑系統(tǒng)、保險裝置、計數(shù)裝置及氣墊等。 三 開式壓力機設計的基本要求 壓力機設計應滿足以下基本要求： （一）使用要求： 1、參數(shù)和精度都能滿足工藝用途的要求； 2、具有足夠的強度、剛度和耐磨、耐久性能，能長期穩(wěn)定地保持工藝能力； 3、操作安全、省力、簡單而又便于記憶，并且外形美觀，給操作者提供良好的工作條件； 4、生產(chǎn)效率高、更換模具等輔助工時少，傳動效率高，具有高度的使用經(jīng)濟性。 （二）制造要求： 1、結構簡單、緊湊，體積??； 2、采用性能好，價格低，易于購買的材料，并充分發(fā)揮材料的性能使壓力機重量輕； 3、具有良好的結構工藝性，加工簡單，裝配方便，并且能與制造廠的設備條件相適應； 4、提高“三化”（系列化、通用化和標準化）程度，減少設計、制造勞動量，以縮短制造周期和降低壓力機成本。 （三）其他要求： 1、運輸容易； 2、安裝簡單； 3、維修方便。 山西工程技術學院--畢業(yè)設計論文 第一章 電動機的選擇和飛輪設計 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 壓力機工作過程中，作用在滑塊上的負荷是劇增和劇減的周期交替變化著，并且有很短的高峰負載時間和較長的空載時間，若依此短暫的工作時間來選擇電動機的功率，則其功率將會很大。 為了減小電動機的功率，在傳動系統(tǒng)中設置了飛輪。當滑塊不動時，電動機帶動飛輪旋轉，使其儲備能量，而在沖壓工作的瞬時，主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓完畢后負載減小，于是電動機帶動飛輪加速旋轉，使其在沖壓下一個工件前恢復到原來的角速度。這樣沖壓工件所需的能量，不是直接由電動機供給，而是主要由飛輪供給，所以電動機所需的功率便可大大減小。 由于電動機的功率小于壓力機工作行程的瞬時功率，所以在壓力機進入工作行程時，工作機構受到很大的阻力，電動機的負載增大，轉差率隨之增大。一旦電動機瞬時轉差率大于電動機臨界轉差率，電動機轉矩反而下降，甚至迅速停止轉動，這種現(xiàn)象稱為電動機顛覆。另一方面，電動機在超載條件下會嚴重發(fā)熱。給電動機配置一個飛輪，相當于增大了電動機轉子的轉動慣量。在曲柄壓力機傳到中，飛輪的慣性拖動的扭矩占總扭矩的85%以上，故沒有飛輪電動機就不能正常工作。 飛輪是儲存能量的，它的尺寸、質(zhì)量和轉速對能量有很大的影響。飛輪材料采用鑄鐵或鑄鋼。由于飛輪轉速過高會使飛輪破裂，因此鑄鐵飛輪圓周轉速應小于或等于25m/s，最高不超過30m/s；鑄鋼飛輪圓周轉速小于或等于40m/s，最高不超過50m/s。 另外，使用飛輪時還應注意兩點：在下一個周期工作開始之前，電動機應能使飛輪恢復到應有的轉速；電動機帶動飛輪起動的時間不得超過20s。否則，如果時間太 長，由于電動機電流過大，線圈過熱將加速絕緣老化，縮短電動機使用壽命，甚至會引起電動機的燒毀或跳閘。 　　 第二節(jié) 電動機的選擇 一 選擇電動機的類型 感應電動機又稱異步電動機，具有結構簡單、堅固、運行方便、可靠、容易控制與維護、價格便宜等優(yōu)點。因此在工作中的到廣泛的應用。目前，開式曲柄壓力機常用三相鼠籠轉子異步電動機。 J11-100的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。J11-100傳動示意圖如圖 1 J11-100傳動示意 圖 1 J11-100傳動示意 二 選擇電動機的功率 工作機所需的電動機輸出功率為 (1.1) (1.2) 所以 由電動機至工作機之間的總效率（包括工作機效率）為 (1.3) 式中分別為、帶傳動、齒輪傳動、滑動軸承的效率。取，則 (1.4) 所以 (1.5) 為了減小電動機的功率，在傳動系統(tǒng)中設置了飛輪。在曲柄壓力機傳到中，飛輪的慣性拖動的扭矩占總扭矩的85%以上,所以所需電動機的輸出功率為 (1.6) 三 確定電動機的轉速 查機械課程設計表27-1選電動機型號Y200L2-6，滿載轉速980 r/min 四 計算總傳動比和分配傳動比 總傳動比 (1.7) 按推薦的合力傳動比范圍，V帶的傳動比的范圍為i=2-4，單機齒輪的傳動比范圍是i=3-5，若齒輪分配傳動比太大，會造成大齒輪尺寸加工困難，噪聲污染等問題。故初步分配為帶的傳動比為i=3.73，齒輪的傳動比為i=4 五 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉速 Ⅰ軸 ==980r/min (1.8) Ⅱ軸 (1.9) 曲軸 (1.10) （2） 各軸的輸入功率 Ⅰ軸 22×0.97=21.34 (1.11) Ⅱ軸 21.34×0.96×0.97=19.87 (1.12) 曲軸 19.87×0.95×0.97=18.31 (1.13) （3）各軸輸入轉矩 計算電動機軸的輸出轉矩 (1.14) Ⅰ軸 216.60×0.97=210.10 (1.15) Ⅱ軸 210.10×3.73×0.96×0.97=729.76 (1.16) 曲軸 729.76×4×0.95×0.97=2689.90 (1.17) 54 運動和動力參數(shù)的計算結果如表1： 表1 參數(shù) 軸名 電動機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 曲軸 轉速n(r/min) 970 970 260 65 輸入功率P/KW 22 21.34 19.87 18.31 輸入轉矩T/(N·m) 216.6 210.1 729.76 2689.9 傳動比i 3.73 4 效率η 0.97 0.93 0.92 第三節(jié) 飛輪轉動慣量及尺寸計算 一 壓力機一次工作循環(huán)所消耗的能量 + (1.18) 式中—工件變形功。 —氣墊工作功，即壓邊時所需的功。 —工作行程時由于曲柄滑塊機構得摩擦所消耗的能量。 —工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量。 —壓力機構向上、向下空行程所消耗的能量。 —單次行程滑塊停頓飛輪空轉所消耗的能量。 —單次行程離合器接合所消耗的能量。 —中間傳動環(huán)節(jié)所消耗的能量。 下面分別敘述各項能量的計算。 1、 工作變形功 對不同的沖壓工藝，在工作行程內(nèi)工件變形力是變化的。 =0.315 (1.19) 式中—壓力機公稱壓力,KN —板料厚度, 經(jīng)驗公式，對慢速壓力機 = (1.20) 所以 (1.21) 2、 氣墊工作功 無氣墊壓緊裝置，=0J 3、 工作行程時由于曲柄滑塊機構得摩擦所消耗的能量 實際機器的曲柄滑塊機構運動副之間，存在著摩擦。電動機在拖動曲柄滑塊機構運動時，為克服摩擦消耗能量。在工作行程時，曲柄滑塊機構摩擦所消耗的能量，建議按下式計算： (1.22) 式中，—曲柄滑塊機構的摩擦當量力臂（mm）， (1.23) —壓力機公稱壓力（）。 — 公稱壓力角（°）， (1.24) 4、 工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量 完成工序時，壓力機受力系統(tǒng)產(chǎn)生的彈性變形是封閉高度增加，受力零件儲藏變形位能對于沖裁工序將引起能量損耗，損耗的多少與壓力機剛度、被沖裁的零件材料性質(zhì)等有關。從偏于安全出發(fā)損耗的能量可按下式計算： (1.25) 式中—壓力機總的垂直剛度（）。() —壓力機垂直剛度,對于開式壓力機。 (1.26) 5、壓力機構向上、向下空行程所消耗的能量 壓力機空行程中能量消耗與壓力機零件結構尺寸、表面加工質(zhì)量、潤滑情況、皮帶拉緊程度、制動器調(diào)整情況等有關。通過實驗。通用壓力機連續(xù)行程所消耗的平均功率約為壓力機額定功率的。 當壓力機的公稱壓力為1000時，推薦的空行程消耗能量為2150。 6、 單次行程滑塊停頓飛輪空轉所消耗的能量 根據(jù)試驗，壓力機飛輪空轉時電動機所消耗的功率約為壓力機額定功率的,剛性離合器一般安置在曲軸上，且常用滑動軸承。所以，對于具有剛性離合器的開式曲柄壓力機，此值偏高。 飛輪空轉時所消耗的能量 (1.27) —飛輪空轉消耗的功率。按推經(jīng)驗薦取值為1.12。 n—壓力機行程次數(shù)?！谐汤孟禂?shù)，。 所以 (1.28) 行程利用系數(shù) 表 2行程利用系數(shù) 壓力行程次數(shù) <15 20～40 40～70 70～100 200～500 行程利用系數(shù) 0.7～0.85 0.5～0.65 0.45～0.55 0.35～0.45 0.2～0.4 7、 單次行程離合器接合所消耗的能量 離合器為剛性離合器，不消耗能量。為0。 8、 中間傳動環(huán)節(jié)所消耗的能量 在傳遞能量時，皮帶、齒輪等中間環(huán)節(jié)因存在摩擦而引起能量損耗。中間環(huán)節(jié)所消耗的能量，可按下式近似計算： (1.29) 式中—工件變形功。 —氣墊工作功，即壓邊時所需的功。 —工作行程時由于曲柄滑塊機構得摩擦所消耗的能量。 —工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量。 —單次行程離合器接合所消耗的能量。 —考慮到齒輪傳動的效率。，其中：—齒輪嚙合效率； —一對軸承傳動的效率。 —考慮到皮帶傳動的效率。，其中：—皮帶效率；—一對軸承傳動的效率。 (1.30) 該設計壓力機沒有拉伸墊裝置，具有剛性離合器的通用開式曲柄壓力機。 按單次行程工作方式計算： + (1.31) 二 飛輪轉動慣量計算 電動機選定后，設計飛輪。這時有兩個假設： 1、 工作行程時所需能量全部由飛輪供應。 2、 工序結束時，電機軸負載扭矩達到最大值，但不大于電機最大允許轉矩。 實際上，沖壓時電動機放出一部分能量，所以飛輪轉動慣量應按下式計算： (1.32) 式中 —工作行程時所需能量 (1.33) —電動機在額定轉速下飛輪的角速度 (1.34) —飛輪轉速相對波動情況的轉速不均勻系數(shù) (1.35) 其中 —實際電機系數(shù)， (1.36) —電機額定轉差率，； —電機軸到飛輪軸用三角皮帶傳動時，三角皮帶的當量滑動系數(shù)，； —修正系數(shù)，。 (1.37) ——公稱壓力角（°）； ——壓力機行程次數(shù)利用系數(shù)（） (1.38) 三 飛輪尺寸計算 根據(jù)求得的折算到飛輪軸上的轉動慣量設計飛輪。曲柄壓力機上，一般飛輪形狀如圖1—1所示，圖中： Ⅰ是輪緣部分，其轉動慣量為； Ⅱ是輪輻部分，其轉動慣量為; Ⅲ是輪轂部分，其轉動慣量為。 飛輪外徑由小皮帶輪和速比決定，由第三章已知，輪緣部分寬度。 飛輪本身的轉動慣量，其中輪緣部分是主要的，要比、大的多。故在近似計算中只考慮更趨于安全。 而 (1.39) 所以 (1.40) 式中 ——金屬密度（），對 (1.41) 圖 2 四 飛輪輪緣線速度驗算 飛輪是回轉體，為避免回轉時產(chǎn)生壞裂， 必須驗算輪緣線速度： < (1.42) 式中：——飛輪最大直徑； ——飛輪轉速； ——許用線速度，對鑄鋼飛輪V=40m/s。 第二章 機械傳動系統(tǒng) 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析 一 傳動系統(tǒng)類型 開式曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。 按傳動級數(shù)，傳動系統(tǒng)可分為一級傳動、二級傳動、三級傳動和四級傳動。四級傳動很少采用。 按曲軸的布置形式，傳動系統(tǒng)又可以分為垂直于壓力機正面布置和平行于壓力機正面布置。 二 傳動系統(tǒng)的布置方式 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)的布置，應使機器便于制造、安裝和維修，同時結構緊湊，外形美觀。 開式曲柄壓力機傳動系統(tǒng)布置主要包括以下四方面： 1、傳動系統(tǒng)的位置 開式曲柄壓力機大多采用上傳到，很少采用下傳動。 上傳動壓力機與下傳動壓力機相比，優(yōu)點是： （1） 重量較輕，成本低。 （2） 安裝和維修較方便。 （3） 地基較簡單。 上傳動的缺點是壓力機地面高度較大，運行不夠平穩(wěn)。現(xiàn)在通用壓力機多數(shù)為上傳動。 2、曲軸的布置方式 曲軸分為橫放和縱放兩種布置方式。 采用曲拐軸的開式曲柄壓力機，曲拐軸是縱放的，傳動零件如飛輪、齒輪等置于壓力機背面。 采用曲軸時，曲軸橫放的形式應用很普遍。這種形式的傳動系統(tǒng)，傳動零件分置于壓力機兩側，制造、安裝和維修都比較方便。近年來，曲軸縱放的形式得到應用。這種系統(tǒng)的優(yōu)點是，曲軸可以縮短，剛度有所提高，全部傳動零件封閉在機身內(nèi)部，潤滑良好，外形美觀。但制造、維修不及前者方便。 3、 最后一級齒輪傳動的形式 最后一級齒輪傳動可采用單邊驅動或雙邊驅動。單邊驅動制造和安裝都較方便，但齒輪模數(shù)和外形尺寸較大。雙邊驅動可以縮小齒輪的尺寸，但制造和安裝較困難。 4、 齒輪的開式安放和閉式安放 齒輪有安放于機身之外和機身之內(nèi)兩種情況，齒輪放于機身之外稱為開式安放，齒輪放于機身之內(nèi)稱為閉式安放。閉式安放的齒輪工作條件較好，外形較美觀；如果齒輪安放在油池之內(nèi)，則可大大降低齒輪傳動的噪音，但安裝的維修不方便。大型壓力機多采用閉式安放。開式安放的齒輪工作條件惡劣，傳動噪音大，污染環(huán)境。 三 離合器和制動器的位置 通用壓力機的離合器有剛性離合器和摩擦離合器兩種。 對于單級傳動的壓力機，由于剛性離合器不宜在高速下工作，所以離合器和制動器只能安置在曲軸上。 摩擦離合器與飛輪通常安裝在同一傳動軸上，制動器的位置和離合器同軸。對于多級傳動的壓力機，摩擦離合器可以安裝在低速軸上，也可以安裝在高速軸上。摩擦離合器安裝在低速軸上，接合時消耗的摩擦能量小，離合器磨損小。但是低速軸的扭矩大，要增大離合器的尺寸。另外，由于通用壓力機的傳動系統(tǒng)大多封閉在機身內(nèi)，不便于離合器的安裝和調(diào)整，也不便于散熱，所以摩擦離合器一般安裝在轉速較高的傳動軸上。此時，由于所需傳遞扭矩小，壓力機結構比較緊湊，但是主動部分和從動 部分的初速度相差太大，對傳動系統(tǒng)沖擊大，摩擦損耗也較大。 四 傳動級數(shù)和各級傳動比的分配 傳動級數(shù)的選取主要與以下三方面有關： 1、 滑塊每分鐘行程次數(shù) 每分鐘行程次數(shù)高，總傳動比小，傳動級數(shù)少；每分鐘行程次數(shù)低，總傳動比大，傳動級數(shù)多。 2、 壓力機做工的能力 一級傳動的曲柄壓力機，飛輪裝置在曲軸上，轉速與滑塊每分鐘行程次數(shù)相同，而飛輪結構尺寸又不可能太大，飛輪所能釋放的能量因此受到限制。所以，在同樣公稱壓力下，一級傳動的曲柄壓力機做工的能力，要比二級和二級以上傳動的曲柄壓力機低。 3、 對機器結構緊湊性的要求 當傳動級數(shù)較少，每級傳動比較大時，由于小皮帶輪和小齒輪結構尺寸不能過小，致使大皮帶輪和大齒輪外形龐大，結構不夠緊湊，所以設計中，用增加傳動級數(shù)或采用雙邊齒輪傳動的方法，來縮小傳動系統(tǒng)的結構尺寸。 各級傳動比分配應恰當，使傳動系統(tǒng)得到合理布置，不僅安裝維修方便，而且結構緊湊美觀。一般，三角皮帶傳動的傳動比不超過6～8，齒輪傳動比不超過7～9.分配傳動比時，還應使飛輪有適當轉速。飛輪轉速過低，外形尺寸增大；過高，飛輪軸上的離合器和軸承工作條件惡化。開式曲柄壓力機飛輪的轉速通常在240～470轉/分之間。 第二節(jié) 三角皮帶傳動設計 上述計算得出J11—100型開式曲柄壓力機的電動機功率為22，轉速為970轉/分，三角皮帶傳動比為i=3.73 1、 確定計算功率 由《機械設計》表5—8查的工作情況系數(shù)=1.2 由式 ==1.2×22=26.4 (2.1) 其中P為電動機的額定功率，由第一章得P=22 2、 選擇V帶的型號 開式曲柄壓力機上常用的三角皮帶有O、A、B和C四種型號。 由=26.4，轉速=970r/min和圖8.15，確定選用C型普通V帶。 3、 確定帶的基準直徑 （1） 按設計要求，由表8.7查得，C型帶輪的最小直徑為200 （2） 驗算帶速 (2.2) 在5～25m/s之間，滿足帶速要求。 （3）計算從動帶輪基準直徑 ，取ε=0.02， (2.3) 按帶輪的基準直徑系列取 。 實際傳動比 (2.4) 傳動比誤差相對值 <5 (2.5) （一般允許誤差），所選大帶輪直徑可用。 4、 確定中心距和帶的基準長度 (2.6) ， ， 取1400， 帶長 (2.7) 由《機械設計》表5—4，選取帶的基準長度為4500， 計算實際中心距 (2.8) 5、 核算小帶輪包角 (2.9) ，滿足要求。 6、計算皮帶的繞行次數(shù) 次/<20次/ (2.10) 7、確定V帶的根數(shù) (2.11) 式中：—單根V帶的基本額定功率，見《機械設計》表8.9，為 2.87。 —時傳遞功率的增值，見邊表8.11， 為0.83。 —按小帶輪包角查得的包角系數(shù)，見表8.8， 為0.95。 —長度系數(shù)，見表8.3， 為1.04。 所以，根，取z=8根。 8、 計算帶的張緊力和壓軸力 單根帶的張緊力為 (2.12) 帶輪軸的壓軸力 (2.13) 9、 確定帶輪的結構尺寸 節(jié)寬 (2.14) 槽間距 (2.15) 基準線上槽深 (2.16) 基準線下槽深 (2.17) 最小輪緣厚度 (2.18) 外徑 (2.19) 帶輪寬 (2.20) 第三節(jié) 齒輪傳動的設計　　 直尺圓柱齒輪的幾何尺寸計算 由上述計算得出J11—100開式曲柄壓力機齒輪傳動的主動軸的轉速，從動軸轉速，輸入功率,每天工作8小時，壽命為10年。 一 選擇齒輪材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數(shù) 選擇小齒輪材料鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度241～286HBS，=686，=490；大齒輪材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度2290～286HBS，=686,=539；精度8級。 二 開式齒輪按齒輪彎曲疲勞強度設 (2.21) Ⅱ軸的轉矩=，即小齒輪轉矩。 為了提高開式齒輪的耐磨性，要求有較大的模數(shù)，因而齒數(shù)應少一些，一般取17～20。 取齒數(shù)20，傳動比=4， 在實際計算中，應該將上式簡化，設由機械設計式9.18求的 (2.22) 在應用上述公式時，應該注意應對大小齒輪，進行比較并按照兩者中的較大值進行比較，模數(shù)應圓整成標準值。對于傳遞動力的齒輪，模數(shù)一般應大 于2mm。 許用彎曲應力單向受載時，許用彎曲應力按下式計算： (2.23) 其中為失效率為0.01時，試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限。見圖9.23。為彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)。參考表9.13. 為壽命系數(shù)，查9.24為尺寸系數(shù)查圖9.25 查圖9.23得彎曲疲勞極限 查表9.13得彎曲疲勞強度安全系數(shù) 查圖9.24的彎曲疲勞強度壽命系數(shù)：（粗略計算時，按載荷穩(wěn)定） （Y為齒輪沒轉一周，同一側面的齒合次數(shù)，n為轉速） (2.24) (2.25) 由圖取 查圖9.25查取尺干系數(shù)： 查圖9.21有齒形系數(shù)： 查圖9.22有應力修正系數(shù)： (2.26) (2.27) (2.28) 應按大齒輪設計校核 （查表9.16?。? (2.29) 查標準模數(shù)圓整為4mm，為了補償磨粒磨損把模數(shù)增大10%故取模數(shù)為6mm 中心距 (2.30) 分度圓直徑 (2.31) (2.32) 齒頂圓直徑 (2.33) (2.34) 齒寬取50mm 齒根圓直徑 (2.35) (2.36) 齒高 (2.37) 齒根高 (2.38) 齒頂高 (2.39) 齒距 (2.40) 齒原 (2.41) 齒槽高 (2.42) 第四節(jié) 轉軸的設計 一 軸的概述 軸是組成機器的重要零件之一，其功用是主要是支承回轉零件及傳遞運動和動力，因此大多數(shù)軸都要承受轉矩和彎矩的作用。 1、 軸的分類 按照承受彎、扭載荷的不同，軸可分為轉軸、心軸和傳動軸三類。工作中既受彎矩又受扭矩的軸稱為轉軸，這類軸在機器中最為常見。只承受彎矩而不傳遞轉矩的軸稱為心軸，心軸又分為轉動的心軸和不轉動的心軸兩種。只承受轉矩而不承受彎矩或彎矩很小的軸稱為傳動軸。 2、 軸的材料 軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性小，又可通過熱處理提高其耐磨性及疲勞強度，故應用較為廣泛，其中最常用的是45號優(yōu)質(zhì)碳素鋼。為保證力學性能，一般應進行調(diào)質(zhì)或正火處理。 合金鋼具有更高的力學性能和更好的淬火性能，可以在傳遞大功率并要求減小尺寸與質(zhì)量和提高軸頸耐磨性時采用。 必須注意：在一般工作溫度（低于）下,各種碳素鋼和合金鋼的彈性模量相差不多,熱處理對它的影響也很小。因此，如選用合金鋼，只能提高軸的強度和耐磨性，而對軸的剛度影響很小。 軸的毛坯可用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。 形狀復雜的軸，也可采用鑄鋼、合金鑄鐵或球墨鑄鐵。經(jīng)過鑄造成型，可得到更合理的形狀。鑄鐵具有價廉、良好的吸振性和耐磨性、對應力集中的敏感性較低等優(yōu)點，但品質(zhì)不易控制，故可靠性不如鋼軸。 二 J11—100開式曲柄壓力機的轉軸設計 1、材料選擇 根據(jù)上述分析選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 查《工程材料》相關材料：許用扭轉應力=30～40，抗拉強度，屈服強度，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，與軸材料有關的系數(shù)=118～107. 2、 初步計算 由上述計算的轉軸傳遞的轉矩，輸入的功率 按許用切應力計算，實心軸的遷都條件為 (2.43) 寫成設計公式為 (2.44) 式中：—切應力， ； —軸所受的轉矩，； —軸的抗扭截面系數(shù)，； —軸的轉速，； —軸傳遞的功率，； —軸的計算直徑，； —許用切應力，； —與軸材料有關的系數(shù)。 代入上式得 考慮到軸的最小直徑有鍵的存在，而且為單鍵，所以應增大5～7，故取=42×（1+0.07）=47.84，圓整為50。 3、 按彎扭聯(lián)合作用核算強度 齒輪的法向作用力為： (2.45) 其中切于分度圓的圓周力 (2.46) 分度圓壓力角，則 所以求得 (2.47) 皮帶作用力比齒輪作用力小得多，所以忽略不計。 根據(jù)和扭矩繪出轉軸的受力圖。 由于Ⅰ—Ⅰ截面的彎矩和扭矩最大，直徑又比較小，所以此截面最危險。下面核算Ⅰ—Ⅰ截面的強度。 由彎矩產(chǎn)生的彎曲應力為： (2.48) 由扭矩產(chǎn)生的剪應力為： (2.49) 圖 3 當量彎曲應力為： (2.50) 軸的材料是45鋼（調(diào)質(zhì)） =221.875～253.57 (2.51) 因此，符合要求。 4、 核算疲勞強度 由于Ⅱ—Ⅱ截面有臺階，應力集中現(xiàn)象比較嚴重，且直徑最小（=50），彎矩有比較大，扭矩和其他截面相同，因此核算此截面的疲勞強度。 由《開式壓力機設計》表2—19查得材料對循環(huán)載荷的敏感系數(shù)=0.1，=0.05，由表2—20查得=0.75，=0.73，由表2—21，據(jù)=，查得=2.6，=1.65，由表2—23查得。 又因 (2.52) (2.53) 所以 (2.54) (2.55) (2.56) 所以疲勞強度也符合要求。 第五節(jié) 平鍵連接 在開式曲柄壓力機上，齒輪、皮帶輪等零件和軸的聯(lián)接常采用平鍵聯(lián)接。為避免聯(lián)接中較弱零件（一般是輪轂）壓壞，應驗算擠壓應力： (2.57) 式中：—鍵所需傳遞的總扭矩，=； —鍵與輪轂的接觸高度； —鍵的工作長度，對于圓頭普通平鍵，因為兩端的圓部頭 部分與輪轂上的鍵槽不接觸，所以=，對于C型鍵，； —鍵的名義長度，考慮到受力不均勻的原因，其最大長度應限制為； —鍵的寬度； —軸的直徑； —鍵的個數(shù)，為避免加工困難和過分削弱軸的強度，一般； —考慮鍵受載不均勻的系數(shù)，當=2時，=0.75，=1時，=1； —平鍵聯(lián)接的許用擠壓應力，由于曲柄壓力機上的聯(lián)接鍵不是經(jīng)常處于滿載的情況下工作，所以可取得較高。輪轂材料為鋼時，=150～250（有的壓力機，輪轂材料為，高達335）；輪轂材料為鑄鐵時，=80～100。 大皮帶輪的材料為，采用單圓頭普通平鍵（C型），查表得鍵的寬度=14，名義長度，鍵與輪轂大皮帶輪的接觸高度，軸的直徑，，； < (2.58) 滿足要求。 對于齒輪，材料為鋼制，采用A型鍵，查表得寬度，名義長度，，，，； < (2.59) 滿足要求。 第三章 曲柄滑塊機構 第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 一 曲柄滑塊機構 在設計、使用和研究曲柄壓力機時，往往需要確定滑塊位移和曲柄轉角之間的關系，驗算滑塊的工作速度是否小于加工件塑性變形所允許的合理速度。在計算曲柄滑塊機構的受力情況時，由于目前常用的曲柄壓力機每分鐘的行程次數(shù)不高，慣性力在全部作用力中所占的百分比很小，可以忽略不計。同樣，曲柄滑塊機構的重量也只占公稱壓力的百分之幾，也可忽略不計。 如圖3-1所示，L——連桿長度； R——曲柄半徑；S——滑塊全行程；——滑塊的位移，由滑塊的下死點算起；α——曲柄轉角，由曲柄軸頸最低位置沿曲柄旋轉的相反方向算起。從圖中的幾何關系可以得出滑塊位移的計算公式： (2.60) 將上式對時間t微分，可求的滑塊的速度： (2.61) 式中——連桿系數(shù)； ——曲柄的角速度。 在曲柄滑塊機構的受力計算中，連桿作用力通常近似地取等于滑塊作用力,即 (2.62) 滑塊導軌的反作用力為： (2.63) 式中——摩擦系數(shù)，； ——連桿上、下支承的半徑。 曲柄所傳遞的扭矩可以看成由兩部分組成：無摩擦機構所需的扭矩和由于存在摩擦所引起的附加扭矩，即 (2.64) 式中——理想當量力臂； (2.65) 圖 4 ——摩擦當量力臂； (2.66) ——曲軸主軸承半徑。 則曲柄滑塊機構的當量力臂為： (2.67) 曲軸扭矩為： (2.68) 如果上式取和（—公稱壓力，—公稱壓力角），則曲柄壓力機所允許傳遞的最大扭矩為： (2.69) 第二節(jié) 曲柄軸的設計計算 一 曲軸的結構示意圖 圖 5 二 曲柄軸強度設計計算 1、曲柄軸尺寸經(jīng)驗數(shù)據(jù) 支承頸直徑 （） (2.70) 式中 ——壓力機公稱壓力（KN）， 取 。 其他各部分尺寸見下表2  表 3 曲軸尺寸經(jīng)驗數(shù)據(jù) 曲軸各部分尺寸名稱 代號 經(jīng)驗數(shù)據(jù) 實際尺寸（） 曲柄頸直徑 ～ 175 支承頸長度 ～ 280 曲柄兩臂外側面間的長度 ～ 365 曲柄頸長度 ～ 220 圓角半徑 ～ 12 曲柄臂的寬度 ～ 210