毕业论文-机械压力机传动部分的设计

i摘要本主题是机械压力机传动部分的设计。在机器设计中考虑的主要因素是曲柄机构的力分析和负载的检查，以及曲柄的加热。此外，通过设计飞轮以加强机器的平稳性，降低了电机功率，即满足了设计要求，并且设计更加简化和合理化。通过了两级换档，电机的高速运动转换为滑块的低速运动，从而大大提高了机械负载能力。开式曲柄压力机是一种锻造机，它通过曲柄滑动机构将电动机的旋转运动转换成滑块的线性往复运动，以使坯料成形。曲柄压力机稳定可靠，广泛应用于冲压，挤压，锻造和粉末冶金工艺。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iiAbstractCrank 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 manufacturingiii目录摘要 iAbstract.ii目录 iii第一章 开式曲柄压力机的基本参数主要参数的确定 1第一节 主要参数的确定 1第二节 开式曲柄压力机的设计的基本要求 3第二章 电动机的选择以及飞轮的设计 3第一节 压力机的电力拖动特点 3第二节 电动机功率计算 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 飞轮转动惯量计算以及飞轮尺寸计算 .11第三章 机械传动系统 .13第一节 传动系统的类型和系统分析 .13第二节 V 带传动设计 16第三节 齿轮传动的设计 .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 .51iv参考文献 .531第 1 章 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1、首先，开式曲柄压力机的基本参数决定了其工艺性能和应用范围，也是设计压力机的重要依据。开式曲柄压力机的基本参数描述如下：l、公称压力 F公称压力是压力机的主要参数，当滑块距离下死点一定距离时，这是滑块上允许的最大力。F=1000KN。 2、滑块行程 s压力机滑块从上止点到下止点的距离。它的大小将反映出印刷机的工作范围。它是曲柄半径的两倍，或者是偏心齿轮和偏心轴销的偏心距的两倍。 尺寸随压制工艺应用和标称压力而变化。 S=10-120mm。3、滑块行程次数 n它指的是滑块每分钟从上止点到下止点然后再回到上止点的次数。滑块的行程数反映了印刷机的生产效率。 n=75 次/min。4.按下机器高度 H 和调节量 H.最大模具高度是指从滑块底面到下死点台垫表面的最大距离（滑块调整到上限位置）最大和最小模具高度之间的差异是调整量。要布置的闭合模具高度应在模具高度的调节范围内。对于小于 2000KN 的压力机：H=44.4 -0.32(0.1Pg+2)21.0Pg=44.4 -0.32(0.1*1000+2)*.=415mm5 、压力机工作台面尺寸 BXL 及喉口深度 C2喉口深度是从滑块的中心线到机身的距离。喉口深度和工作台尺寸是与安装模具的最大平面尺寸相关的重要因素。从扩大印刷机工艺范围的角度来看，系数越大越好。然而，这些大尺寸会降低压力机的刚性并增加压力机结构的尺寸。所以要取的适中。一般压力机的公式得 B=625mm，L=886mm，压力机的喉口深度为 20Omm 。对于小于 2000KN 的压力机，工作台的前后尺寸：B=100+52 20.1Pg=100+52 *.=625mm对于小于 2000KN 的压力机，工作台的左右尺寸:L=300+58 21.0Pg=300+58 *.=886mm6、倾斜角 倾斜角度是指倾斜式压力台的倾斜角度，即压力机向后倾斜的角度。利用这种倾斜角度，冲压的工件（或废料）可以通过自身或其他因素通过两个柱中间移除到压力机的后部。压力机机身最大可倾角为 30。这种设计是一种没有倾斜角度的固定曲柄压力机。7、滑块尺寸 X1BL旧压力机的滑块底面尺寸很小，大部分是方形的，随着大尺寸模具的采用，滑块底面尺寸逐渐加大，且左右方向大于前后方向尺寸。但是滑块尺寸如果太大，压力机左右尺寸也会增加。滑块底面的尺寸是指可用于导轨的模具的有效尺寸。根据计算一般压力机的公式得 =454mm， =525mm。1B1L对于小于 2000KN 的压力机，滑块的前后尺寸：=45 mm12.0Pg=45 mm*.=454mm3对于小于 2000KN 的压力机，滑块的左右尺寸：=52 mm1L2.0Pg=52 mm*.=525mm注：Pg 为压力机公称力 KN第二节 开式曲柄压力机的设计的基本要求1、参数和精度可以满足工艺要求；2、具有足够的强度、刚度和耐磨性、持久性能，可长期保持加工性能；3、操作安全、省力、简单易记，并且外形美观，给工作人员提供了良好的工作条件；4、结构简单、紧凑，体积小；5、每天一班，工作八小时，有防尘，寿命为 10 年，小批量生产。第二章 电动机的选择和飞轮的设计第 1 节 压力机电力拖动特点压力机的传动级数与电动机的速度和滑块的每分钟行程数有关，并且行程数越低，则总速比大，传动级数应更多，否则每级速比会过大，结构不紧凑。相反行程数高，总速比小，并且传动级数可以更小。现有的开式压力机传动级的数量通常不超过三级。行程次数在 4080 次/分的用二级传动。选择电机速度时，电机速度越低，总速比和齿轮级数越低。然而，电动机的尺4寸越大，价格越昂贵，电动机的效率也低，这可能是不合适的。感应电动机又称异步电动机，结构简单、坚固、操作方便、可靠、易于控制和维修、价格低廉。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作为电动机。在压力机的操作期间，作用在滑块上的负载在急剧增加和急剧减小之间交替，并具有短的峰值负载时间和长的死区时间，如果根据工作时间选择电动机的功率，则其功率将很大。电动机的功率，在传动系统中设置飞轮。当滑块不移动时，电机驱动飞轮旋转，从而保留能量，并且在冲压工作的瞬时，飞轮主要释放能量。冲压工件后，负载减小，因此电机驱动飞轮加速旋转，使其在冲压下一个工件之前恢复到原始角速度。以这种方式冲压工件所需的能量不是由电动机直接提供的，而是主要由飞轮提供，因此可以大大降低电机所需的功率。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，滑差率随之增大。一旦电机的瞬时滑差率大于电动机临界滑差率，电机转矩就会下降，甚至会迅速停止，这种现象称为电动机颠覆。另一方面，电动机在过载情况下会被严重加热。为电动机配置飞轮，相当于增加电动机转子的转动惯量。在曲柄压力机驱动中，飞轮的惯性阻力占总扭钜的 85 以上，所以没有飞轮电机就无法工作。飞轮可以储存能量，其尺寸、质量和速度对能量有很大影响。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；铸钢飞轮圆周速度小于或等于 40 m/s，最大不超过 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，如果时间过长，由于电机电流过大，线圈过热会加速绝缘老化，缩短电机寿命，甚至导致电动机的烧坏或跳闸。5第 2 节 电动机功率的计算JD21-100 的传动系统包括皮带传动、齿轮传动、轴和轴承。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：导轨总之，如果通过一个工作循环的平均能量选择电动机，其功率 Nm 为：Nm=A/（1000t） KW式中：A一次工作循环所需的总能量 J A=8648.8Jt循环时间 sec t=60/(nCn) sec t=2N压力机滑块的行程数 n=75 次/分钟Cn压力机行程利用系数 Cn=0.4为了让飞轮的尺寸不太大，选择电动机的功率应该大于平均功率，即 N=KNm6一般取 K=1.2。行程次数较低的取下限，行程次数较高的取上限。代入得电动机功率：N=KA/（1000t） KW N=1.2*8648.8/（1000*2）=5.19KW根据计算值 N 选择额定功率 Ne 接近 N 值的电动机。根据所选的 Ne 重新计算 K值，并在下一步计算飞轮时使用。 K=Ne/NM根据国内外现有的一些开式压力机的统计，电机的额定功率以及飞轮转动惯量可以通过以下公式来进行选择： Ne=（0.71.1）Pg KW飞轮转动惯量：J=（0.030.07）Pg kgm由于压力机的结构形式，工作行程 Sg，滑块的行程数 n 等不同，即使按照相同的规格，Ne 和 J 值亦会不同。所以，上述示例公式只能用作初定参数。第 3 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= 十 1A234567式中： 工件变形功。气垫工作功，即压接时所需的功。2在工作冲程期间曲柄滑块机构磨擦消耗的能量。3A工作行程中由于受力系统弹性变形消耗的能量。4压力机构向下、向上空行程消耗的能量。5单冲程滑块可停止飞轮空转所消耗的能量。6A单次行程离合器接合消耗的能量。7在一个工作时间内，一个周期所消耗的能量为：7A= 1A234=6300+0+1098.8+1250=8648.8J1 、工作变形功 1对不同的冲压工艺，在工作行程内工件变形力是变化的。 0g15.3AP式中：压力机公称压力，单位：KN gP板料厚度，单位：mm0对于慢速压力机来说 mPg.40所以 JA6301.135.012 、气垫工作功 无气垫压紧装置，所以 为 0。2 2A3 、在工作行程时=期间，由于摩擦而由曲柄滑块机构所消耗的能量为 ，并3A且在实际机器的曲柄机构的相对运动存在摩擦。电机在拖动曲柄滑块机构运动时为克服摩擦消耗能量。在工作期间曲柄滑块机构摩擦所消耗的能量 ，按3下式计算： gaPmA3087.式中， 曲柄滑块机构的摩擦当量力臂（mm) , m4.21 摩擦当量力臂； 01rBA曲柄主轴承半径0r连杆系数8压力机公称压力（kN )。gP公称压力角（ ) 30 aga J8.1093104.287.0A3 4、压力系统在工作行程中弹性形变所消耗的能量 。完成工序时，压力机受4A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，损耗量与压力机刚度、被冲裁部分材料性质等有关。从偏于安全出发损耗的能量 可按下式计算：4AJ2/cgYP式中 压力机的总垂直刚度mm）。c(mm) HgC/c压力机垂直刚度。HC对于开式压力机 。mkNH/40JPAhg125245 、压力机构向上、向下空行程所消耗的能量 5A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 10一 35。 当压力机的公称压力为 KN 时，推荐的空行程消耗能量为 350J。106、单次行程滑块停顿飞轮空转所消耗的能量 6A根据测试，当压力机飞轮空转时电机所消耗的功率约为压力机额定功率的 60%一30%，刚性离合器通常放置在曲轴上，通常用滑动轴承。因此，对于带有刚性离合器的开式曲柄压力机，该值很高。飞轮空转时所消耗的能量A6=1000N6（t-t1）=1000*1.12*（1/0.4-1）*1/75*609=1344J飞轮空转消耗的功率。按推经验荐取值为 0.5KW。6Nn压力机行程次数。行程利用系数， =0.4。CnC压力机行程次数。压力机行程次数15 2040 407070100200500行程利用系数 nC0.70.85050.650.450.550.350.450.20.47、 单冲程离合器接合所消耗的能量 7A所使用的离合器是一种不消耗能量的刚性离合器。 为 0。7A根据电动机常用三相鼠笼式异步电动机，两级和三级传动系统通常使用同步转速为 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 1440 r/min。第 4 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，各级的传动比应适当分布，通常 V 带传动比不超过 24，齿轮传动速比不超过 35。当分配减速比时，确保飞轮具有适当的转速。也要注意布置得尽可能紧凑、美观，长、宽、高尺寸比例恰当。万能压力机的飞轮转速通常为 380450 转/分。因为转速太低会使飞轮作用力消弱。若转速过高，飞轮轴上的离合器会严重发热，可能会损害离合器和轴承。总传动比 i= =1440/75=19.2 wmn10V 带传动比 84.3i1齿轮传动比 =52第 5 节 计算传动装置的运动和动力参数一、各轴转速 I 轴 r/min140nm轴 in/3758.1ri曲轴 =75r/minin2曲二、各轴的输入功率 I 轴 KW34.597.0P01d轴 K97.4.0642 曲轴 58.3曲三、各轴输入转矩计算电动机轴的输出转矩m4.31409.5TNMd轴 mN 4.3970T1dd轴 .19.68.i21曲轴 505433曲运动和动力参数的计算结果列表如下：11电动机轴 轴 轴 曲轴转速 n ( r/min ) 1440 1440 375 75输入功率 P/KW 5.5 5.34 4.97 4.58输入转矩 T（Nm ) 34.4 33.4 119.43 550.3传动比 i 3.84 5效率 0.97 0.93 0.92第 6 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，电机轴负载扭矩达到最大值，但不大于电机的最大允许转矩。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：kg2e0f w)361(ACaJng式中： 工作行程时所需能量0= + + + =8648.8JA1234A电动机在额定转速下飞轮的角速度ewsin/rad25.3984.0131e飞轮转速相对波动的转速非均匀系数）（ piSKe2轴 名参 数12其中 实际电机系数， ;K 06.19.5edPK电机额定转差率， ；eSeS电机轴到飞轮轴由 V 型皮带传动时，V 带的当量滑动系数， ;pi 4.0piS修正系数， 0.95。 2x0.95x x(0.06+0.04)=0.206.1标称压力角（30） ga压力机行程的利用系数0.4nC22f 1.7.05.39864).061( kgmJ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fJ飞轮形状如图 l 一 1 所示，13图中： I 是轮缘部分，其转动惯量为 ;1J是轮辐部分，其转动惯量为 ; 是轮毂部分，其转动惯量为 。J飞轮外径 由小皮带轮和速比决定，由第二章已知 =1120mm，轮缘部2D2D分宽度 B=81mm。 飞轮本身的转动惯量 ，其中轮缘部分是主要的, 要比 、JJf J大的多。故在近似计算中只考虑 更趋于安全。J 而 8/)(m2321D 4/)(231DBm所以 mBJ 1076.081743.44123 式中 金属密度 kg) ，对铸钢： 。23/7kg3、飞轮轮缘线过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 ：fVvsmnDvff /23751.02.5102.5式中： 飞轮最大直径；f飞轮转速；fn允许线速度，对铸钢飞轮 =40m/s。vv第三章 机械传动系统第 1 节 传动系统的类型和系统分析141、传动系统类型开式曲柄压力机传动系统包括轴和轴承，皮带传动、齿轮传动。根据传动级数，传动系统包括一级传动、二级传动、三级传动和四级传动，很少使用四级传动。根据曲轴的布置，传动系统可进一步分为垂直于压力机正面布置和平行于压力机正面布置的两种形式。2、传动系统的布置方式曲柄压力机传动系统的布置应该使机器易于制造、安装和维护，同时紧凑且美观。开式曲柄压力机传动系统的布局主要包括以下四个方面：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）重最较轻，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大，操作不够平稳。现在通用压力机多数为上传动。曲轴的布置方式 曲轴的布置方式分为两种；水平和垂直。开式曲柄压力机采用曲轴，曲轴纵向放置，传动部件飞轮和闪光轮等放置在压力机的背面。在曲轴的情况下，曲轴横轴的应用是很常见的。这种传动系统，传动部件放置在压力机的侧面，便于制造、安装和维修。最近几年，已经应用了曲轴纵放的形式。该系统有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，润滑良好的优点，并且外形美观。但相比前者不便于制造、维修。最后一级齿轮传动的形式 齿轮传动的最后阶段末级齿轮传动可采用一侧驱动或双侧驱动。单侧驱动方便制造和安装，但有较大的齿轮模数和外形尺寸。双边驱动可以缩小齿轮的尺寸，但不便于制造和安装。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。闭式齿轮拥有较好的工作条件，较美观的外形；如果齿轮放置在油底壳内，齿轮传动的声噪可以大15大降低，但不便于安装后的维护。大型压力机多采用闭式安放。开式齿轮工作条件较差，传动声噪大，环境污染较为严重。3、离合器和制动器的位置 万能压力机的离合器两种；刚性离合器和摩擦离合器。对于单级变速器压力机，离合器和制动器只能放在曲轴上，因为刚性离合器不适合高速运转。摩擦离合器和飞轮通常安装在同一驱动轴上，制动器的位置与离合器同轴。对于多级变速器压力机，摩擦离合器可安装在低速轴或高速轴上。摩擦离合器安装在低速轴上，啮合过程中消耗的摩擦能量小，离合器磨损小。然而，低速轴的扭矩较大，并且离合器的尺寸增大。另外，由于万能压力机的传动系统大多封闭在机身内，因此安装和调节离合器不方便。它也不容易散热，因此摩擦离合器通常安装在具有较高转速的旋转轴上。此时，由于所需的传动扭矩小，压力机的结构相对紧凑，但有源部分和被驱动部分的初始速度差别太大，对传动系统的影响很大，而且摩擦力大。4、传动级数以及各级传动比的分配传动系列的选择主要涉及以下三个方面：（1）滑块的每分钟行程数高，每分钟行程数高，总传动比小，传动级数少;每分钟的行程数低，总传动比大，并且传动级的数量大。（2）压力机一级传动的曲柄压力机，飞轮装置在曲轴上，速度与滑块每分钟的行程数相同，并且飞轮的结构不能太大。飞轮所能释放的能量因此受到限制。因此，在相同的标称压力下，一级传动的曲轴压力机的做功能力低于二级和二级以上传动的曲柄压力机。（3）对机器结构紧凑性的要求当传动级数较小时，每级传动比较大时，因为小滑轮和小齿轮的结构尺寸不能太小。该结构不够紧凑，因此在设计中，通过增加传动级的数量或通过使用双向齿轮传动来减少传动结构。每级的传动比应适当分布，使传动系统布局合理，不仅易于安装和维护，而且结构紧凑美观。通常，V 带传动的传动比不超过 2-4，齿轮传动比不超过 3-5。在分配传动比时，飞轮也应具有适当的速度。飞轮速度太低，外形尺寸增大;太高，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速度通常在 240 至 470 转/分钟之间。16第二节 V 带传动设计上述计算表明 JD21100 型开式曲柄压力机的电动机功率为 5.5KW，转速为1440 转/分，V 带的传动比为 i=3.84l、确定计算功率 cP由 机械设计 表 11.5 获取工作条件系数 =l.2 K由式 11.19 WKA6.5.21c 其中 P 为电动机的额定功率,由第一章得 P=5.5KW2、选择 V 带的型号通常用于开式曲柄压力机的 V 型皮带有 Z、A、B 和 C 四种型号。由 =6.6KW,转速 =1440r/min，确定选用 A 型普通 V 带。由机械设计图c1n11.15、表 11.6 得 =300mmD3、验算带速 V在 5 25m/s 之间，满足带速要求。smd/.26031460n14、计算从动带轮基准直径 di=3.84,=0.02 , = ( l-) i = ( l-0.02) x 3.84 x 3001128mm2d1d按带轮的基准直径系列取 =1120mm。2实际传动比 8.30).1()(2di5 、确定中心距 和带的基准长度0adLdh2121.0=300+1120=1420mmmm, ,d ma84078917取 =1100mm,0a由式 11.2 得：带长mmadddL4582)10482*(10(211由 机械设计图 11.4，选取带的基准长度为 ，m50Ld计算实际中心即 a= + =1309mm0a2Ld6、核算小带轮包角场 1，满足要求。 1204601398601802 ad7 、计算皮带的绕行次数 秒次秒次 /.5vdL8 、确定 V 带的根数（式 11.22）KPLcZ)(0式中： 单个 V 带的基本额定功率，见机械设计表 11.8， 为P01.32KW。i1 时传递功率的增值，见边表 11.10， 为 0.17KW0 0按小带轮包角 查得的包角系数，见表 11.7， 为 0.92。.ka1 ka长度系数，见表 11.12, 为 1.01。L kL所以， 根，取 5 根。8.401.92)17.032.(6Z9、计算带的张紧力和压轴力单根带的张紧力为18（式 11.21）NsmKgKWqZVvPFac2.19 )/65.(/1.095.2m/s65.0).( 22带轮轴的压轴力 QF(式 11.23）NZFQ 645)80sin52.6(2sin10 10 、确定带轮的结构尺寸 查表 11.4 得:节宽 =11.0mm，槽间距 e = 15 0.3mmPb基准线上槽深 =2.75mm 基准线下槽深 8.7mm minha minhf最小轮缘厚度 =6mm 外径ida1302Do带轮宽 B=(z-1)e+2f=(5-1)x15.3+2x10=81.2mm 第三节 齿轮传动的设计根据以上计算，JD21 一 100 开式曲柄压力机齿轮传动的驱动轴的转速=375r/min,从动轴转速 75r/min，输入功率 P=4.97KW，每天工作 8 小时，寿1n2n命为 10 年。1、齿轮材料、热处理、齿轮精度等级和齿数的选择选择小齿轮材料 钢，淬火回火，硬度 240286HB,平均 260HB, r40C=700MPa,B=500MPa；大齿轮材料 45 铸钢，淬火回火，硬度 229286HB ,平均取为S240HB ，=580MPa， =290MPa；精度 8 级。BS192、根据齿面弯曲疲劳强度设计开式齿轮（式 12.17）321FSadYzKTm轴的转矩 = ，即小齿轮的转矩。mN43.9为了提高开式齿轮的耐磨性，需要较大的模数，因此齿数应该更少。初取齿数 = 40，传动比 i=5, = 5* =5x402001Z2Z1硬齿面齿轮，悬臂布置，查表 12.13，取齿宽系数 = 0.35 ，按照 K=d，查表 12.9、图 12.9、表 12.10 得 K=1.8KVA由机械设计图 12.21 查得，小齿轮齿形系数 = 2.9，大齿轮的齿形系数Fa1Y=2.23 F2Y由机械设计图 12.22 查得，小齿轮应力修正系数 =1.55 ，大齿轮应力修Sa1正系数 =1.77。Sa2由机械设计 ，由式 12.19 查得FXNFYminl按机械设计 图 12.23、表 12.14、图 12.24、图 12.25,检查齿轮材料弯曲疲劳强度极限应力 =250MPa, =180MPa1liF2limF按机械设计 表 105 ，取 =1.60 S2.16.0lim1FS58li2F齿轮弯曲疲劳强度应根据小齿轮计算 03.12.5405.3968)1(432 FYuZKTmd20取 m=5 mzma602)4(52)(1 分度圆直径 = =200mm = 1000mm 1d2dz齿顶圆直径 za0)(ma10)2(齿根圆直径 m5.187.1fz5.987).df按计算结果校核前面的假设齿轮节圆速度 smnd/2.360724.360v1，查得 ，与原值一致。smvz/784.1096.1Kv齿宽 d20.b小齿轮齿宽取 290mm，大齿轮齿宽取 280mm.齿顶高 齿根高 m5ha m25.6.1hf齿高 齿距 2.1.2 7P齿厚 齿槽宽 87s8.2e中心距 za60)(221第四节 转轴的设计一、轴的概述轴是构成机器的主要部件之一，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和弯矩的作用。l、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。在操作中经受弯矩和扭矩的轴称为转轴，并且这种轴在机器中最常见。仅承受弯矩并且不传21递扭矩的轴称为心轴，并且心轴分为两种类型：旋转心轴和、非旋转心轴。仅承受扭矩而不受弯矩或弯矩影响的轴称为传动轴。2、轴的材料轴的材料主要是碳钢和合金钢。碳钢比合金钢便宜，对应力集中的敏感性较小，并且可以通过热处理提高耐磨性和疲劳强度。因此，它被广泛使用，最常用的是 45号优质碳钢。为了确保机械性能，通常应进行淬火或正火处理。合金钢具有更高的机械性能和更好的淬火性能，可用于提供高功率和要求减小尺寸和质量以及提高轴颈耐磨性。必须注意：在正常工作温度（低于 200）下，各种碳钢和合金钢的弹性模量相似，热处理对其影响不大。因此，如果使用合金钢，则只能提高轴的强度和耐磨性，并且轴的刚度小。轴坯可以轧制成圆形钢和锻造，有些直接使用圆钢。对于复杂的轴，也可以使用铸钢，合金铸铁或球墨铸铁。经过铸造成型，可得到更合理的形状。 70%：铸铁具有成本低，吸振和耐磨性好，对应力集中敏感性低等优点，但质量不易控制，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 一 1 和表 16 一 2 得：允许的扭转应力 ，a403TMP抗拉强度 ， ，弯曲疲劳极限 ，与轴材料有a60MPBa30PSa2751关的系数 C=107。2 、初步计算初步计算由上述计算轴传递的扭矩 ，输入的功率m43.19NTKWP97.4根据允许的剪切应力计算，实心轴强度条件为（式 16.1）TTdnP362.015写成设计公式为（式 16.2）3362.0159nPCdT22式中：一 切应力，MPa;TT 一 轴所受的转矩，Nmm；一轴的抗扭截面系数， ;W3mn 一轴的转速，r/min;P 一轴传递的功率，KW;d 一轴的计算直径，mm;一许用切应力，MPa；TC 一 与轴材料有关的系数。C=110代入上式得 。m263759.4)108(d整取 50mm3 、按弯扭联合作用核算强度齿轮的法向作用力为： costnF其中分度圆的圆直径 NdT386.25110.2691t 分度圆的压力角 ，则 cos=cos20=0.9420所以求得 NF6934.8531V 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： MPaaNMW32.1052693d1.093 由扭矩产生的剪应力为： aPcn 8.41052.9d.033当弯曲应力为： MPanWd 1.378.432.2223轴的材料是 45 钢（调质），符合要求。 d,2507.18350)6.14(1 因 此MPansd 第五节 直轴的设计连接大带轮和小齿轮的轴叫直轴，考虑到其结构的特点，其结构如下：根据之前的计算可知，大带轮的轮宽为 81.4mm，因此 L1 为 80mm，并且盖安装在L2，长度为 20mm，根据结构要求在 L3 上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 127mm，L4 为一起定位作用的轴肩，将其长度定为20mm，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 为 185mm。由 (式 16.2)mNPCd5.26379.4*13min 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 110mm，D2 为 115mm，D3 为 120mm，D4 为 140mm，D5为 130mm，D6 为 120mm，D7 为 110mm。图 3.1 直轴24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一、曲柄滑块机构在设计，使用和研究曲柄压力机时，通常需要确定滑块位移和曲柄角之间的差异。关系。当计算曲柄滑块机构的力时，当前使用的曲柄压力机的每分钟行程数不高，所有力的惯性力百分比很小，可以忽略不计。类似地，曲柄滑块机构的重量仅为标称压力的百分之几，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； 滑块的位移从滑块的下死点开始计算;曲柄角是从曲柄轴颈的最低位置开始的曲轴旋转的相反方向。从图中的几何关系，可以得到计算滑块位移的公式： 2cos-14cos-1SR滑块速度由下式计算 2siniV式中 连杆系数;LR 曲柄的角速度。曲柄在 90时滑块速度最大，Vmax=WR=0.105nrn滑块行程为了计算在公称转角 )(2cos21SgLRg25曲柄传递的扭矩可以看作分为两部分：无摩擦机构所需的扭矩 和由0M于存在摩擦所引起的附加扭矩 ，即M，qqPmM0式中 理想当量力臂：R2sinim0式中 摩擦系数， = 0.040.06; 和 连杆上、下支承的半径。ArB图 4.1 曲柄滑块运动简图 摩擦当量力臂； m01rrBA曲柄主轴承半径。0r26则曲柄滑块机构的当量力臂为： 0k 12sini rRMBA曲轴扭矩为： 8.3612sinim0k rPBAq 如果上式取 P= 和 ( 公称压力， 公称压力角)，则曲柄压ggPga力机所允许传递的最大扭矩为：mm。368012sini 0g rRPMBA第二节 曲柄轴的设计计算一、曲轴的结构示意图图 4.2二、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 0d