JG23—40开式双柱可倾曲柄压力机设计-毕业设计

JG2340开式双柱可倾曲柄压力机设计摘 要 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，对胚料进行成行加工的锻压机械。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。其结构简单，操作方便，性能可靠。关键词：压力机，曲柄机构，机械制造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 录前言一、开式曲柄压力机的特点和用途二、JG2340开式曲柄压力机的基本参数三、开式压力机设计的基本要求第一章 电动机的选择和飞轮设计第一节 压力机电力拖动特点第二节 电动机的选择一、 选择电动机的类型二、选择电动机的功率三、确定电动机的转速四、计算总传动比和分配传动比五、计算传动装置的运动和动力参数第三节 飞轮转动惯量及尺寸计算一、压力机一次工作循环所消耗的能量二、飞轮转动惯量计算三、飞轮尺寸计算四、飞轮轮缘线速度验算第二章 机械传动系统第一节 传动系统的类型及系统分析一、传动系统类型二、传动系统的布置方式三、离合器和制动器的位置四、传动级数和各级传动比的分配第二节 三角皮带传动设计第三节 齿轮传动的设计一、选择齿轮材料、热处理、齿轮精度等级和齿数二、开式齿轮按齿轮弯曲疲劳强度设计第四节 转轴的设计一、轴的概述二、JG2340开式曲柄压力机的转轴设计第五节 平键连杆第三章 曲柄滑块机构第一节 曲柄滑块机构的运动和受力分析一、曲柄滑块机构第二节 曲柄轴的设计计算一、曲轴的结构示意图二、曲柄轴强度设计计算三、曲轴刚度计算第三节 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二、连杆的计算三、连杆及球头调节螺杆的强度计算四、调节螺杆的螺纹五、调节螺杆的螺纹计算六、连杆上的紧固螺栓第四节 滚动轴承的选择一、滚动轴承概述二、滚动轴承型号选择第五节 滑动轴承一、滑动轴承的结构二、滑动轴承的润滑及轴瓦结构三、滑动轴承的计算第四章 离合器与制动器第一节 离合器与制动器的作用原理第二节 离合器的设计一、离合器的类型、工作特性及其选用原则二、 双转键离合器的结构第三节 制动器的设计一、制动器的类型、工作特性及其选用原则二、带式制动器的结构第五章 机身设计第一节 机身结构第二节 机身计算一、强度计算第六章 过载保护装置设计一、剪切破坏式过载保护装置的结构二、剪切块的设计计算第七章 润滑系统第一节 曲柄压力机常用润滑剂一、稀油润滑二、干油润滑结束语参考文献 前言 一、开式曲柄压力机的特点和用途 曲柄压力机是采用曲柄滑块机构作为工作机构的一类锻压机器。开式压力机是曲柄压力机的一个类别，其特点是具有开式机身（即C型机身）。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%。 二、JG2340开式曲柄压力机的基本参数开式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。现将JG2340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。F=00KN2、 滑块行程s：滑块行程是指压力机滑块从上止点到下止点所经过的距离，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。其大小随压力机工艺用途和公称压力的不同而不同。 S=00mm3、 滑块行程次数n：它是指滑块每分钟从上止点到下止点，然后再回到上止点的往复次数。滑块行程次数的高低反映了压力机冲压的生产效率。n=80次/分4、 压力机装模高度H和封闭高度：压力机装模高度是指压力机滑块处于下止点位置时，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高位置（即连杆调至最短）时，装模高度达最大值，称为最大装模高度。当装模高度调节装置将滑块调整到最低位置（即连杆调至最长）时，装模高度达最小值，称为最小装模高度。压力机装模高度调节装置所能调节的距离称为装模高度调节量（H）。有了装模高度调节量，就可以满足不同闭合高度模具安装的需要。模具的闭合高度应该介于压力机的最大装模高度和最小装模高度之间。所谓封闭高度，是指滑块在下止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工作台垫板的厚度。JG2340压力机的最大封闭高度为300；封闭高度调节量为80。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。JG2340压力机的工作台尺寸：左右为630 （AB），前后为420；JG2340压力机的滑块底面尺寸：左右为300（JK），前后为230。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。JG2340压力机的喉口深度为220。7、工作台孔尺寸：工作台孔用于落料或安装气垫装置。JG2340压力机的工作台孔尺寸：前后为150，左右为300，直径为200。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。JG2340压力机的模柄孔尺寸：直径为50，深度为70。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。JG2340压力机的立柱间距离为300。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。JG2340压力机机身最大可倾角为30。 三、开式压力机设计的基本要求压力机设计应满足以下基本要求： （一）使用要求：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、操作安全、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、生产效率高、更换模具等辅助工时少，传动效率高，具有高度的使用经济性。 （二）制造要求：1、结构简单、紧凑，体积小；2、采用性能好，价格低，易于购买的材料，并充分发挥材料的性能使压力机重量轻；3、具有良好的结构工艺性，加工简单，装配方便，并且能与制造厂的设备条件相适应；4、提高“三化”（系列化、通用化和标准化）程度，减少设计、制造劳动量，以缩短制造周期和降低压力机成本。 （三）其他要求：1、运输容易； 2、安装简单； 3、维修方便。 第一章 电动机的选择和飞轮设计 第一节 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。 第二节 电动机的选择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。JG23-40的传动系统由皮带传动、齿轮传动、轴和轴承等组成。JG23-40传动示意图如图1-1 图1-1 此传动系统采用上传动，JG23-40总传动比为： 采用刚性离合器，离合器将放在曲轴上。 二、选择电动机的功率工作机所需的电动机输出功率为 所以 由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为 式中分别为联轴器、带传动、齿轮传动、滑动轴承的效率。取，则 所以 为了减小电动机的功率，在传动系统中设置了飞轮。在曲柄压力机传到中，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 三、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=24,单级齿轮传动的传动比=35，则合理总传动比的范围=620，故电动机转速的可选范围 （620）80r/min =480r/min1600r/min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。 四、计算总传动比和分配传动比总传动比V带的传动比=3.675， 齿轮传动的传动比=5 五、计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴转速 轴 =1470r/min 轴 曲轴 （2） 各轴的输入功率 轴 轴 曲轴 18.070.951.97=16.65 （3）各轴输入转矩 计算电动机轴的输出转矩 轴 轴 曲轴 运动和动力参数的计算结果列表如下：参数 轴名 电动机轴 轴 轴 曲轴转速n(r/min) 1470 1470 400 80输入功率P/KW 20输入转矩T/(Nm) 传动比i 5 效率 第三节 飞轮转动惯量及尺寸计算 一、压力机一次工作循环所消耗的能量 +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得摩擦所消耗的能量。 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。 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、 气垫工作功无气垫压紧装置，所以为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： 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（），； 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： 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。 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400时，推荐的空行程消耗能量为500。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 。 n压力机行程次数。行程利用系数，。 所以 行程利用系数压力机行程次数152040407070100200500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。为0。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： 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得摩擦所消耗的能量。 工作行程时由于压力机受力系统弹性变形所消耗的能量。 单次行程离合器接合所消耗的能量。 考虑到齿轮传动的效率。，其中：齿轮啮合效率； 一对轴承传动的效率。 考虑到皮带传动的效率。，其中：皮带效率；一对轴承传动的效率。 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： + 二、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： 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 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，；修正系数，。 公称压力角（）； 压力机行程次数利用系数（） 三、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11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、大的多。故在近似计算中只考虑更趋于安全。 而所以式中 金属密度（），对铸钢：。 图12 四、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：式中：飞轮最大直径； 飞轮转速；许用线速度，对铸钢飞轮。 第二章 机械传动系统 第一节 传动系统的类型及系统分析 一、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。 二、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到，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。 三、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。 四、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。 第二节 三角皮带传动设计上述计算得出JG2340型开式曲柄压力机的电动机功率为221、 确定计算功率由机械设计表58查的工作情况系数由式（521）=1.222其中P为电动机的额定功率，由第一章得P=222、 选择V带的型号开式曲柄压力机上常用的三角皮带有O、A、B和C四种型号。由，转速=1470r/min和图510，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52查得，C型带轮的最小直径为200,在参看图510及表56，选择小带轮=200。（2） 验算带速 在525m/s之间，满足带速要求。（3）计算从动带轮基准直径，取=0.02， 按带轮的基准直径系列取 。实际传动比 传动比误差相对值5（一般允许误差），所选大带轮直径可用。4、 确定中心距和带的基准长度 ， ， 取1400， 带长 由机械设计表54，选取带的基准长度为4500， 计算实际中心距 5、核算小带轮包角 ，满足要求。 6、计算皮带的绕行次数 次/20次/7、确定V带的根数 式中：单根V带的基本额定功率，见机械设计表56，为。 时传递功率的增值，见边表59，。 按小带轮包角查得的包角系数，见表511， 为0.946。 长度系数，见表512， 为1.04。 所以，根，取z=4根。8、 计算带的张紧力和压轴力单根带的张紧力为 带轮轴的压轴力 9、 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 第三节 齿轮传动的设计 直尺圆柱齿轮的几何尺寸计算由上述计算得出JG2340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。 一、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钢，调质处理，硬度241286HBS，=686，=490；大齿轮材料铸钢，调质处理，硬度190240HBS，=686,=539；精度8级。 二、开式齿轮按齿轮弯曲疲劳强度设计 轴的转矩=，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1720。取齿数20，传动比=5，由机械设计表610，硬齿面齿轮，悬臂布置，取齿宽系数，由表67查得使用系数=1.75,由图66（a）试取动载系数=1,由图68，按齿轮悬臂布置，取=1.17。由机械设计表68，齿面硬化，8级精度，取。 由机械设计图618查得，小齿轮齿形系数，大齿轮的齿形系数 由机械设计图619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612，620，查得，代入20，得， 计算弯曲疲劳许用应力按机械设计图624i),查得齿轮材料弯曲疲劳极限应力，由机械设计表613计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数 由机械设计图625查取尺寸系数，,由式（614）取弯曲疲劳强度系数，按机械设计表612，取 比较，应按大齿轮计算齿轮弯曲疲劳强度 取m=8 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 查得，与原值一致。齿宽 小齿轮齿宽取70,大齿轮齿宽取65。 齿顶高 齿根高 齿高 齿距 齿原 齿槽高 中心距 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，其功用是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。必须注意：在一般工作温度（低于）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。 二、JG2340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26和表25得：许用扭转应力=3040，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=118106.2、 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，实心轴的迁都条件为 写成设计公式为 式中：切应力， ； 轴所受的转矩，； 轴的抗扭截面系数，； 轴的转速，； 轴传递的功率，； 轴的计算直径，； 许用切应力，； 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，所以应增大57，故取，圆整为50。3、 按弯扭联合作用核算强度齿轮的法向作用力为：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： 由扭矩产生的剪应力为： 当量弯曲应力为： 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（=50），弯矩有比较大，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219查得，由表220查得，由表221，据=，查得，由表223查得。又因 所以 所以疲劳强度也符合要求。 第五节 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： 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； 键的宽度； 轴的直径； 键的个数，为避免加工困难和过分削弱轴的强度，一般； 考虑键受载不均匀的系数，当=2时，=1时，=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，=150250（有的压力机，轮毂材料为，高达335）；轮毂材料为铸铁时，=80100。大皮带轮的材料为，采用单圆头普通平键（C型），查表得键的宽度=14，名义长度，键与轮毂大皮带轮的接触高度，轴的直径，； ,满足要求。对于齿轮，材料为钢制，采用A型键，查表得宽度，名义长度，； ，满足要求。 第三章 曲柄滑块机构 第一节 曲柄滑块机构的运动和受力分析 一、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： 将上式对时间t微分，可求的滑块的速度： 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： 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 式中理想当量力臂； 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： 曲轴扭矩为： 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： 第二节 曲柄轴的设计计算 一、曲轴的结构示意图图32 二、曲柄轴强度设计计算 1、曲柄轴尺寸经验数据 支承颈直径 （）式中 压力机公称压力（KN），取 。其他各部分尺寸见下表3-1 曲轴尺寸经验数据 表3-1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220 1、曲轴强度计算曲轴的危险截面为曲柄颈中央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，故忽略扭矩计算出来的应力。弯矩： 弯曲应力及强度条件： =140 由上式可以导出滑块上许用负荷： 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： 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： 140200 100150式中 曲轴材料屈服极限（MPa），调质处理，； 安全系数，取。三、曲轴刚度计算 刚度计算简图用摩尔积分法计算曲柄颈中部的挠度。第一项很小，可以忽略，故简化公式为： 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。 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。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。 二、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32： （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 计算部位代号经验公式实际尺寸球头调节螺杆mm90707090连杆mm130150 三、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： 危险截面的压应力： 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: 式中危险截面的截面模数，圆形截面； 危险截面的弯矩（） 式中 摩擦系数，取； 曲柄轴颈同连杆下支承端轴颈的半径（）； ； X危险截面到连杆下支承轴颈中心的距离（），；图3-31、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 L连杆的总长度（），对于长度可调的连杆。 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。 四、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M10012。 五、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。 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， 。 六、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. 第四节 滚动轴承的选择 一、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承受径向载荷，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P0:P6:P5:P41:1.5:2:6。选用高精度轴承时应慎重。 二、滚动轴承型号选择 根据上述的选择原则，在JG2340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。平均径向负荷为： 平均轴向负荷当量动负荷，寿命系数，速度系数所以 32210轴承的额定动负荷，因此符合要求。 第五节 滑动轴承 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。 一、滑动轴承的结构压力机中常用的