J23-10開式雙柱可傾曲柄壓力機設計含8張CAD圖,j23,10,開式雙柱可傾,曲柄,壓力機,設計,cad 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，對胚料進行成形加工的鍛壓機械。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 I 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 II 目 錄 摘 要 I Abstract II 緒 論 1 一、開式曲柄壓力機的特點和用途 1 二、J23—10開式曲柄壓力機的基本參數 1 三、開式壓力機設計的基本要求 3 第一章 電動機選擇和飛輪計算 4 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 4 第二節(jié) 電動機的選擇 5 一、選擇電動機的類型 5 二、 選擇電動機的功率 5 三、確定電動機的轉速 6 四、計算總傳動比和分配傳動比 6 五、計算傳動裝置的運動和動力參數 6 第三節(jié) 飛輪轉動慣量及尺寸計算 8 一、壓力機一次工作循環(huán)所消耗的能量 8 二、飛輪轉動慣量計算 11 三、飛輪尺寸計算 12 四、飛輪輪緣線速度驗算 13 第二章 V帶傳動系統(tǒng)分析與計算 14 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析 14 一、傳動系統(tǒng)類型 14 二、傳動系統(tǒng)的布置方式 14 三、離合器和制動器的位置 15 四、傳動級數和各級傳動比的分配 15 第二節(jié) V帶傳動設計 16 第三章 齒輪傳動的設計 19 一、選擇齒輪材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數 19 二、閉式齒輪按齒面接觸疲勞強度計算 19 三、齒根彎曲疲勞強度驗算 23 第四章 軸的設計 24 第一節(jié)J23—10開式曲柄壓力機的轉軸設計 25 一、材料選擇 25 二、初步計算軸的最小軸徑 25 三、選擇聯軸器 26 四、初選軸承 26 五、軸的結構設計 26 六、按彎扭聯合作用核算強度 26 七、核算疲勞強度 27 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 29 三、曲軸剛度計算 31 第五章 曲柄滑塊機構 33 第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 33 第二節(jié) 連桿和封閉高度調節(jié)裝置 35 一、連桿和封閉高度調節(jié)裝置的結構 35 二、連桿的計算 36 三、連桿及球頭調節(jié)螺桿的強度計算 37 四、調節(jié)螺桿的螺紋 39 五、調節(jié)螺桿的螺紋計算 39 六、連桿上的緊固螺栓 39 第六章 軸承的選擇 40 第一節(jié) 滾動軸承的選擇 40 一、滾動軸承概述 40 二、滾動軸承型號選擇 41 第二節(jié) 滑動軸承 42 一、滑動軸承的結構 42 二、滑動軸承的潤滑及軸瓦結構 42 三、滑動軸承的計算 42 第七章 機身設計 44 一、機身結構 44 二、強度計算 44 第一節(jié) 壓力機的工作原理和用途 47 第二節(jié) 壓力機主要部件的結構及調整方法 47 一、機身 47 二、傳動 48 三、離合器 48 四、滑塊 51 五、平衡器 51 六、制動器 51 七、操縱器 52 第三節(jié) 壓力機的電器裝置 53 第四節(jié) 壓力機的潤滑 54 第五節(jié) 壓力機的安裝 54 第六節(jié) 壓力機的調整和啟動 54 第七節(jié) 壓力機的每日保養(yǎng)及安全 55 第八章 過載保護裝置設計 55 一、剪切破壞式過載保護裝置的結構 56 二、剪切塊的設計計算 56 第九章 潤滑系統(tǒng) 58 一、稀油潤滑 59 二、干油潤滑 60 結束語 61 致 謝 63 參考文獻 64 緒 論 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，工作時變形較大，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。 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、農機、農具、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量約占整個鍛壓機械年產量的49.5%，而在通用曲柄壓力機的生產中約占95%?！　? 二、J23—10開式曲柄壓力機的基本參數 開式曲柄壓力機的基本參數，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。查《沖壓與塑壓成型設備》表1-7得如下參數?，F將J23—10開式曲柄壓力機基本參數分別敘述如下： 1、滑塊公稱壓力F：公稱壓力是壓力機的主參數，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=100KN 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=45mm 3、滑塊行程頻率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。滑塊行程頻率的高低反映了壓力機沖壓的生產效率。n=145次/min 4、壓力機裝模高度H和封閉高度：壓力機裝模高度是指壓力機滑塊處于下止點位置時，滑塊下表面到工作墊板上表面的距離。當裝模高度調節(jié)裝置將滑塊調整到最高位置（即連桿調至最短）時，裝模高度達最大值，稱為最大裝模高度。當裝模高度調節(jié)裝置將滑塊調整到最低位置（即連桿調至最長）時，裝模高度達最小值，稱為最小裝模高度。壓力機裝模高度調節(jié)裝置所能調節(jié)的距離稱為裝模高度調節(jié)量（△H）。有了裝模高度調節(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。 J23—10壓力機的最大封閉高度為180㎜；封閉高度調節(jié)量為35㎜。 5、壓力機工作臺面尺寸及滑塊底面尺寸：壓力機工作臺面尺寸A×B及滑塊底面尺寸J×K是與模座平面尺寸有關的工藝尺寸，它反映了壓力機工作臺面與滑塊底面的長度和寬度尺寸，表示壓力機允許安裝模具的水平尺寸大小。 J23—10壓力機的工作臺尺寸：左右為370 ㎜（A×B），前后為240㎜； J23—10壓力機的滑塊底面尺寸：左右為170㎜（J×K），前后為150㎜。 6、喉口深度C：滑塊中心線至床身的距離叫做喉口深度。喉口深度和工作臺墊板面積是關系到模具的最大平面尺寸的重要參數。 J23—10壓力機的喉口深度為130㎜。 7、工作臺孔尺寸：工作臺孔用于落料或安裝氣墊裝置。 8、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調。中小型壓力機模柄孔的形狀有圓柱形和方柱形。 J23—10壓力機的模柄孔尺寸：直徑為30㎜，深度為55㎜。 9、立柱間距離：立柱間距離是指雙柱式壓力機兩個立柱內側表面的距離。對于開式壓力機，立柱間距離尺寸直接影響由前向后送料時條料的寬度，以及沖壓接料機構的尺寸和安裝位置。 J23—10壓力機的立柱間距離為180㎜。 10、傾斜角θ：傾斜角是指可傾式壓力機工作臺面的傾斜角度，也就是機身后傾的角度。利用這個傾斜角使沖壓后的工件（或廢料）能借其自重或其他因素通過兩立柱中間向壓力機后方排除。 J23—10壓力機機身最大可傾角為35°?！? 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，具有高度的使用經濟性。 5、每天一班，工作八小時，有粉塵，壽命為10年，小批生產。 （二）制造要求： 1、結構簡單、緊湊，體積小； 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?！? 第一章 電動機選擇和飛輪計算 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。 J23-10的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。J23-10傳動示意圖如圖 1. 電動機 2.大帶輪（飛輪） 3.齒輪 4.曲軸 5.連桿 6.滑塊 7.導軌 圖1-1傳動機構工作原理圖 2、 選擇電動機的功率 工作機所需的電動機輸出功率為 所以 由電動機至工作機之間的總效率（包括工作機效率）為 式中分別為聯軸器、帶傳動、齒輪傳動、滑動軸承的效率。初選彈性聯軸器，v帶傳動，7級精度圓柱齒輪傳動，滑動軸承潤滑正常（一對）。分別取，則 所以 為了減小電動機的功率，在傳動系統(tǒng)中設置了飛輪。在曲柄壓力機傳動中，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 三、確定電動機的轉速 已知曲軸的工作轉速為145r/min 按初選的各種傳動形式，初步確定單極傳動比范圍。查《機械設計課程設計》附錄A得：V帶傳動的傳動比=2～4,單級齒輪傳動的傳動比=3～5，則合理總傳動比的范圍=6～20，故電動機轉速的可選范圍 （6～20）×145r/min =870r/min～2900r/min 根據電動機容量和轉速，查表附錄K，初選電動機的型號為Y112M—4，額定功率為4KW,滿載轉速為1440r/min。 四、計算總傳動比和分配傳動比 總傳動比 初選V帶的傳動比=3.33， 齒輪傳動的傳動比=3 五、計算傳動裝置的運動和動力參數 （1）各軸轉速 Ⅰ軸 ==1440r/min Ⅱ軸 曲軸 （2） 各軸的輸入功率 Ⅰ軸 26.52×0.97=25.7244 Ⅱ軸 25.7244×0.95×0.97=23.705 曲軸 23.705×0.98×1.97=43.504 （3）各軸輸入轉矩 計算電動機軸的輸出轉矩 Ⅰ軸 175.88×0.97=170.6 Ⅱ軸 170.6×3.33×0.95×0.97=523.5 曲軸 523.5×3×0.98×0.97=1492.92 運動和動力參數的計算結果列表如下： 參數 軸名 電動機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 曲軸 轉速n(r/min) 1440 1440 433 144 輸入功率P/KW 26.52 25.7244 23.705 43.504 輸入轉矩T/(N·m) 170.6 523.5 1492.92 傳動比i 10 3.33 3 效率η 0.97 0.9215 0.9506 第3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 + 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，在工作行程內工件變形力是變化的。 =0.315 式中—壓力機公稱壓力,KN —板料厚度, 經驗公式，對慢速壓力機= 所以 2、 氣墊工作功 無氣墊壓緊裝置，所以為0。 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： 式中，—曲柄滑塊機構的摩擦當量力臂（mm）， —壓力機公稱壓力（）。 — 公稱壓力角（°），； 因為公稱壓力角為0所以做功為零 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等有關。從偏于安全出發(fā)損耗的能量可按下式計算： 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。 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、表面加工質量、潤滑情況、皮帶拉緊程度、制動器調整情況等有關。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100時，推薦的空行程消耗能量為120。 6、單次行程滑塊停頓飛輪空轉所消耗的能量 根據試驗，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 —飛輪空轉消耗的功率。按推經驗薦取值為0.5。 n—壓力機行程次數。 —行程利用系數，。 所以 表1-1 行程利用系數 壓力機行程次數 <15 20～40 40～70 70～100 100～500 行程利用系數 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： 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。 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： + 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： 式中 —工作行程時所需能量 —電動機在額定轉速下飛輪的角速度 —飛輪轉速相對波動情況的轉速不均勻系數 其中 —實際電機系數，； —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，； —修正系數，。 ——公稱壓力角（°）； ——壓力機行程次數利用系數（） 三、飛輪尺寸計算 根據求得的折算到飛輪軸上的轉動慣量設計飛輪。本次設計選用大齒輪作為曲柄壓力機飛輪。一般飛輪形狀如圖1—2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。 飛輪外徑由小齒輪和速比決定， 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 所以 式中 ——金屬密度（）， 對鑄鋼：。 圖1—2 四、飛輪輪緣線速度驗算 飛輪是回轉體，為避免回轉時產生壞裂，必須驗算輪緣線速度： < 式中：——飛輪最大直徑； ——飛輪轉速； ——許用線速度，對中碳鋼飛輪。 第二章 V帶傳動系統(tǒng)分析與計算 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，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動，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)?，F在通用壓力機多數為上傳動。 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，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，不便于離合器的安裝和調整，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、傳動級數和各級傳動比的分配 傳動級數的選取主要與以下三方面有關： 1、 滑塊每分鐘行程次數 每分鐘行程次數高，總傳動比小，傳動級數少；每分鐘行程次數低，總傳動比大，傳動級數多。 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，V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2節(jié) V帶傳動設計 上述計算得出J23—10型開式曲柄壓力機的電動機功率為4，轉速為1440轉/分，V帶傳動比為i=2 1、 確定計算功率 由《機械設計》表8.6查的工作情況系數=1.3 由式（8.18）==1.3×4=5.2，則選=6 其中P為電動機的額定功率， P=4 2、 選擇V帶的型號 V帶有普通V帶、窄V帶和寬V帶等類型，一般多使用普通V帶，現在使用窄V帶也日漸廣泛。窄V帶與普通V帶比較，當高度相同時，其寬度比普通V帶小約30%，且窄V帶傳遞功率的能力比普通V帶大，允許速度和撓曲次數高，傳動中心距小，適用于大功率且結構要求緊湊的傳動。故選窄V帶。 由=6，轉速=1440r/min和圖8.16，確定選用窄V帶SPZ型號。 3、 確定帶的基準直徑 （1） 按設計要求，由表8.7查得，SPZ型帶輪的最小直徑為63,在參看圖8.16及表8.10，選擇小帶輪=90。 （2） 驗算帶速 在5～25m/s之間，滿足帶速要求。 （3）計算從動帶輪基準直徑 ，取滑動率ε=0.01， 按帶輪的基準直徑系列取 。 從動輪轉速 實際傳動比 傳動比誤差相對值<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 計算帶長 ， ， 取500， 帶長 由《機械設計》表8.3，選取帶的基準長度為， 計算實際中心距 5、核算小帶輪包角 ，滿足要求。 6、計算皮帶的繞行次數 次/<20次/ 7、 確定V帶的根數 傳動比 式中：—單根V帶的基本額定功率，見《機械設計》表8.10， 為1.958。 —時傳遞功率的增值，根據傳動比i=3.33.由表8.12， 為0.176。 —按小帶輪包角查得的包角系數，見表8.8， 為0.977。 —長度系數，見表8.3， 為1。 所以，根，取z=3根。 8、 軸上的載荷確定（張緊力及軸上載荷確定） 單根帶的張緊力為 查表8.5得。 帶輪軸的壓軸力 9、 確定帶輪的結構尺寸 查表8.5得： 節(jié)寬 槽間距 基準線上槽深（輪緣尺寸） 基準線下槽深 最小輪緣厚度 帶輪寬 帶輪外徑 為軸徑。 當 第三章 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J23—10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 因傳動尺寸無嚴格限制，批量較小，故小齒輪用鋼，調質處理，硬度241～286HB，平均取為260HB，強度極限=686，屈服極限=490；大齒輪材料45鋼，調質處理，硬度217～255HBS，=650,=360；精度8級。 二、閉式齒輪按齒面接觸疲勞強度計算 Ⅱ軸的轉矩=，即小齒輪轉矩。 一般取20～40，取，傳動比=3，。 1. 初步計算 轉矩 齒寬系數查表9.12得 接觸疲勞極限由圖9.18（c）得 初步計算的許用接觸應力 由表9.15取 初步計算的小齒輪直徑 取 初步齒寬 2.校核計算 圓周速度 查表9.8選8級精度。 初取齒數，則，取，則。 查表9.7得使用系數 由圖9.10得動載系數 齒間載荷分配系數 查表9.9，先求 由此得 齒向載荷分布系數 查表9.10，（對稱支承） 載荷系數 查表9.11的彈性系數 由圖9.17節(jié)點區(qū)域系數 查表9.13的接觸最小安全系數 總工作時間 應力循環(huán)次數 由表9.14，估計 則原估計應力循環(huán)次數正確。 由圖9.19得接觸壽命系數 許用接觸應力 驗算 計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。 3.確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑 中心距，查表9.2，則 齒寬 小齒輪齒寬取102,大齒輪齒寬取97。 齒頂高 齒根高 齒高 齒距 齒原 齒槽高 中心距 三、齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數 查表9.9，齒間載荷分配系數 由圖9.15得齒向載荷分配系數 載荷系數 由圖9.21得齒形系數 由圖9.22得應力修正系數 由圖9.23（c）得彎曲疲勞極限 查表9.13得彎曲最小安全系數 查表9.14，估計 原估計應力循環(huán)次數正確。 由圖9.24得：彎曲壽命系數 由圖9.25得：尺寸系數 許用彎曲應力 驗算 傳動無嚴重過載，故不做靜強度校核。 第4章 軸的設計 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)質碳素鋼。為保證力學性能，一般應進行調質或正火處理。 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，但品質不易控制，故可靠性不如鋼軸。 第一節(jié)J23—10開式曲柄壓力機的轉軸設計 一、材料選擇 根據上述分析選擇軸的材料為45鋼，調質處理。 查《機械設計》表12.1，表12.2得：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=107～118. 二、初步計算軸的最小軸徑 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，實心軸的約束條件為 寫成設計公式為 式中：—切應力， ； —軸所受的轉矩，； —軸的抗扭截面系數，； —軸的轉速，； —軸傳遞的功率，； —軸的計算直徑，； —軸的許用扭剪應力，； —與軸材料有關的系數。 代入上式得，取 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）=44.98，圓整為標準直徑45。 三、選擇聯軸器 查《機械設計》表9.7取載荷系數，則聯軸器的計算轉矩為 根據計算轉矩、最小軸徑、軸的轉速，查《機械設計課程設計》附錄J表J.1，選用LX3型聯軸器。 四、初選軸承 因軸同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。根據工作要求及輸入端的直徑（為45mm），查《機械設計課程設計》表E.4選取型號為30211軸承，則。 五、軸的結構設計 軸段0和軸段10分別用來軸向固定大帶輪和小齒輪，則，軸段1跟大帶輪相連，則，。軸段2和軸段8用來跟端蓋相連，則。軸段3和軸段7是用來裝滾動軸承的，所以直徑與滾動軸承內圈直徑一樣，，長度跟滾動軸承寬度接近，。軸環(huán)4與軸環(huán)6均起軸向定位作用，。軸段5，。軸段9與小齒輪相連，則。根據軸徑選擇鍵。 六、按彎扭聯合作用核算強度 齒輪的法向作用力為： 其中切于分度圓的圓周力 分度圓壓力角，則 所以求得 皮帶作用力比齒輪作用力小得多，所以忽略不計。 根據和扭矩繪出轉軸的受力圖。 Mc Mn Ⅱ Ⅱ Ⅰ Ⅰ 彎矩圖 扭矩圖 523.5N.m 75.94N.m R1 R2 圖4-1 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。 由彎矩產生的彎曲應力為： 由扭矩產生的剪應力為： 當量彎曲應力為： 軸的材料是45鋼（調質），=225～257.143，因此，符合要求。 七、核算疲勞強度 由于Ⅱ—Ⅱ截面有臺階，應力集中現象比較嚴重，且直徑最小（=45），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Error! Reference source not found.=0.1，=0.05，由表2—20查得=0.75，=0.73，由表2—21，據=，查得=2.6，=1.65，由表2—23查得。 又因 所以 所以疲勞強度也符合要求。 第二節(jié) 曲柄軸的設計計算 一、曲軸的結構示意圖 圖4-2 二、曲柄軸強度設計計算 1、曲柄軸尺寸經驗數據 支承頸直徑 （） 式中 ——壓力機公稱壓力（KN）， 取 。 其他各部分尺寸見下表4-1 2、曲軸強度計算 曲軸的危險截面為曲柄頸中央的Ⅰ—Ⅰ截面和支承頸端部的Ⅱ—Ⅱ截面。 Ⅰ—Ⅰ截面為彎扭聯合作用，但由于彎矩比扭矩大得多，故忽略扭矩計算出來的應力。 彎矩： 表4-1曲軸尺寸經驗數據 曲軸各部分尺寸名稱 代號 經驗數據 實際尺寸（） 曲柄頸直徑 ～ 96 支承頸長度 ～ 144 曲柄兩臂外側面間的長度 ～ 216 曲柄頸長度 ～ 120 圓角半徑 ～ 7 曲柄臂的寬度 ～ 160 曲柄臂的高度 140 彎曲應力及強度條件： <[]=140 由上式可以導出滑塊上許用負荷： Ⅱ—Ⅱ截面為扭彎聯合作用，但扭矩比彎矩大得多，故可以只計算扭矩的作用。 扭矩： 剪切應力及強度條件： 滑塊上許用應力： 考慮疲勞和應力集中的影響，許用應力如下計算： 142.86～200 107.14～150 式中 ——曲軸材料屈服極限（M Pa），調質處理，； ——安全系數，取2.5～3.5。 三、曲軸剛度計算 4-3 剛度計算簡圖 用摩爾積分法計算曲柄頸中部的撓度。 第一項很小，可以忽略，故簡化公式為： 式中： —公稱壓力； —彈性模數，對鋼曲軸； —曲柄頸的長度； —曲柄壁厚度； —圓角半徑； —支撐頸、曲柄臂、曲柄頸的慣性矩； 所以，撓度。 第五章 曲柄滑塊機構 第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 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。 圖5-1 曲柄滑塊機構運動簡圖 如上圖5-1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： 將上式對時間t微分，可求的滑塊的速度： 式中 ——連桿系數； ——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 滑塊導軌的反作用力為： 式中 ——摩擦系數，； ——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 式中 ——理想當量力臂； ——摩擦當量力臂； ——曲軸主軸承半徑。 則曲柄滑塊機構的當量力臂為： 曲軸扭矩為： 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： 第二節(jié)連桿和封閉高度調節(jié)裝置 一、連桿和封閉高度調節(jié)裝置的結構 由設計條件知連桿長度可調，就用改變連桿長度的方法改變壓力機的封閉高度。如下圖5-2所示連桿和封閉高度調節(jié)裝置的結構，這種連桿由連桿蓋1、連桿2和球頭調節(jié)螺桿3等零件組成。其上端套在曲柄軸頸上，下端以球頭和滑塊6中的球座5及球頭壓蓋4連接。借扳手或用鐵棍撥動棘爪轉動球頭螺桿，就可以改變連桿長度，從而改變壓力機的封閉高度。 1、連桿蓋 2、連桿 3、調節(jié)螺桿 4、球頭壓蓋 5、球頭下座 6、滑塊 7、螺釘 8、鎖緊塊 9、鎖緊塊 圖5-2 二、連桿的計算 1、 連桿的作用力: 單點壓力機： 2、確定連桿及調節(jié)螺桿主要尺寸的經驗公式： （1）球頭式調節(jié)螺桿主要尺寸的經驗公式見下表5—1： （2）連桿總長度L的確定 確定連桿長度L時，應根據壓力機的工作特點，結構型式，精度和剛度要求等全面考慮。一般開式壓力機的連桿系數,即連桿長度 。 取，即 圖5-3 球頭式調節(jié)螺桿 表5-1 計算部位 代號 經驗公式 實際尺寸 球頭調節(jié)螺桿 mm ～ 55 ～ 40 ～ 40 ～ 55 連桿 mm ～ 80 ～ 100 三、連桿及球頭調節(jié)螺桿的強度計算 連桿及因兩端有摩擦力矩存在，連桿及球頭調節(jié)螺桿受到壓應力和彎曲應力的聯合作用，應當演算其危險截面A—A的合成力使： 危險截面的壓應力： 式中 ——連桿作用力（KN）; ——危險截面A—A的面積（）； 危險截面的彎曲應力: 式中 —危險截面的截面模數，圓形截面； ——危險截面的彎矩（） 式中 —摩擦系數，??； —曲柄軸頸同連桿下支承端軸頸的半徑（）； ； X—危險截面到連桿下支承軸頸中心的距離（）， ； L—連桿的總長度（），對于長度可調的連桿。 球頭調節(jié)連桿常用45鋼鍛造，調質處理220～250，=180～220，球頭表面淬火，硬度為42。連桿體采用HT200,孕育處理。故危險截面滿足要求。 四、調節(jié)螺桿的螺紋 調節(jié)螺桿的螺紋，常采用強度較高的特種鋸齒形螺紋和梯形螺紋。因為壓力機是在重載情況下工作，故采用梯形螺紋，尺寸為M55×12。 五、調節(jié)螺桿的螺紋計算 由于螺母的材料一般較調節(jié)螺桿差，同時標準梯形螺紋及特種鋸齒形螺紋的抗彎強度均比擠壓強度，剪切強度低，所以一般只計算螺母（即長度可調連桿的連桿體，或調節(jié)螺母）的彎曲應力。 式中 、——螺紋的外徑和內徑； S——螺距； H——螺紋最小工作高度，； h——螺紋牙根處高度，對于梯形螺紋； ——連桿體或調節(jié)螺母螺紋的許用應力，對鑄鋼ZG35， 。 < 六、連桿上的緊固螺栓 連桿上端分成兩部分，應用緊固螺栓連接。緊固螺栓承受的載荷較為復雜，一般不予計算。查閱相關資料并參考，螺栓個數4個，螺栓直徑M24。 第6章 軸承的選擇 第一節(jié) 滾動軸承的選擇 一、滾動軸承概述 滾動軸承具有滾動摩擦的特點，因此它的優(yōu)點有：摩擦阻力小，啟動及運轉力矩小，啟動靈敏，功率損耗小且軸承單位寬度承載能力較大，潤滑、安裝及維修方便等。與滑動軸承相比，滾動軸承的缺點是徑向輪廓尺寸大，接觸應力高，高速重載下軸承壽命較低且噪音較大，抗沖擊能力較差。 選擇軸承類型時應考慮多種因素。 1、 載荷條件 載荷較大時，一般選用線接觸的滾子軸承，反之選擇點接觸球軸承；軸承受純徑向載荷或主要承受徑向載荷，通常選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承；受純軸向載荷時選用推力球軸承，軸向力大時選用推力滾子軸承；當軸承同時受徑向和軸向載荷時應選用角接觸軸承或圓錐滾子軸承，當軸向載荷較大時，通常選用四點接觸球軸承或推力球軸承與深溝球軸承的組合結構。 2、 軸承轉速 通常軸承的工作轉速應低于其極限轉速。否則會降低使用壽命。一般轉速較高、載荷較小、要求旋轉精度高時，宜選用極限轉速較高的球軸承。超過極限轉速較多時，應選用特制高速滾動軸承。轉速低、載荷大獲沖擊載荷時應選用滾子軸承。 3、 調心性能 各種軸承使用時允許的偏斜角應控制在允許范圍內，否則會引起軸承的附加載荷而降低軸承的壽命。 4、 安裝和拆卸要求 為了便于軸承的安裝、拆卸和調整間隙，選用內、外圈可分離的軸承。若軸承裝在長軸上，為了便于裝拆和緊固，可選用帶內錐孔或帶緊固套的軸承。 5、 經濟性 選用軸承時應考慮經濟性。球軸承比滾子軸承便宜，同型號不同公差等級的軸承比價為P0:P6:P5:P4≈1:1.5:2:6。選用高精度軸承時應慎重。 二、滾動軸承型號選擇 根據轉軸的設計可知，在JG23—10開式曲柄壓力機的轉軸上選用一對圓錐滾子軸承作支撐，軸承徑向力，法向力為，轉速，運轉時有沖擊，軸頸直徑，查表14.7