J31-315曲柄压力机设计(单点、闭式的曲柄压力机)【含CAD源文件图纸和PDF图纸】

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It is the use of motor driven pulley rotation, the two gear reducer, and then through the slider-crank mechanism to rotate into a slider up and down movement, thereby forging the workplace for processing. In the design, by contrast design, drive system used in the form of three transmission, and the last one to replace the eccentric crankshaft gear transmission. Completed a pulley, clutch, brakes, gears and eccentric shaft, and other major components of the selection and design of the fuselage and press the design, and the strength and stiffness of the check, the results showed that with the design requirements. The movement and stop of The Press is optional floating inlay block friction clutch and brake to control. Key words: crank press; crank slide block; the equipment of forging and stamping 目 录 绪论 5 第一章 J31-315压力机概述 6 1.1 J31-315压力机的工作原理及构件 6 1.2 J31-315压力机的主要技术参数 7 第二章J31-315压力机的方案对比和选择 8 2.1电动机的选择 8 2.2传动系统的对比和设计 12 第三章 主要零件的设计与校核 21 3.1 V带和带轮设计 21 3.2齿轮的设计 23 3.3轴的设计 31 3.4滑块与导轨的设计 38 3.5连杆的设计 38 第四章 机身的设计 41 4.1 机身的比较和选择 41 4.2 机身的强度计算 42 第五章 辅助装置的选择 47 5.1 过载保护装置的选择 47 5.2 拉延垫 47 5.3 滑块平衡装置 47 5.4 润滑系统 48 总 结 48 谢辞 49 参考文献 50 绪论 锻压生产在工业生产中占有重要的地位。采用锻压工艺生产工件具有效率高、质量好、重量轻和成本低的特点。所以，工业先进的国家愈来愈多地采用锻压工艺代替切削工艺和其他工艺。锻压机械在机床中所占的比重也愈来愈大。近年来，锻压机械的拥有量日本为34%，美国为32.4%。在锻压机械中，又以曲柄压力机最多，占一半以上。用曲柄压力机可以进行冲压、模锻等工艺，广泛用于汽车、农业机械、电器仪表、国防工业以及日用品等生产部门。随着工业的发展，曲柄压力机的品种和数量愈来愈多，质量要求愈来愈高，压力愈来愈大。它在机械制造工业以及其他工业的锻压生产中的作用愈来愈显著。因此，大量制造和使用曲柄压力机，已经成为工业先进国家的发展方向之一。 我国在解放以前，曲柄压力机的生产非常落后，只能制造一些手动冲床。解放以后，才有了飞速的发展，到目前为止，我们已经制造了80000千牛的热模锻压力机，40000千牛的双点压力机以及其他各种型号的压力机。但是，与工业先进的国家比较，我国的曲柄压力机制造业还很落后，主要表现在质量不高、数量不足、品种不全等几个方面，特别是缺乏大型高效的设备。因此，必须大力发展曲柄压力机，以满足富民强国的需要。 压力机的类型很多，按照工艺用途分类如下： （1）板料冲压压力机 1）通用压力机，用来进行冲裁、落料、弯曲、成形和浅拉延等工艺。 2）拉延压力机，用来进行拉延工艺。 3）板冲高速自动机，适用于连续级进送料的自动冲压工艺。 4）板冲多工位自动机，适用于连续传送工件的自动冲压工艺。 （2）体积模锻压力机 1）冷挤压机，用来进行冷挤压工艺。 2）热模锻压力机，用来进行热模锻工艺。 3）精压机，用来进行平面精压、体积精压和表面压印等工艺。 4）平锻机，用来进行平锻工艺。 5）冷镦自动机，用于制造如螺钉螺母等各种标准件。 6）精锻机，用来精锻各种轴类工件。 （3）剪切机 1）板料剪切机，用于裁剪板料。 2）棒料剪切机，用于截裁棒料。 第一章 J31-315压力机概述 1.1 J31-315压力机的工作原理及构件 曲柄压力机是以曲柄传动的锻压机械，用图1-1来说明它的工作原理及结构。 电动机1通过三角皮带把运动传给大皮带轮3，再经过两级齿轮减速后把运动传给偏心齿轮9，连杆12的上端装在凸轮上，下端与滑块13连接，这样通过连杆把偏心齿轮的旋转运动变为滑块的上下直线往复运动。上模14装在滑块上，下模15装在垫板16上。因此，当材料放在上下模之间时，即能进行冲裁或其他变形工艺，制成工件。由于生产工艺的需要，滑块有时运动，有时停止，所以装有离合器5和制动器4。压力机在整个工件周期内进行工艺操作的时间很短，也就是说，有负荷的工作时间短，大部分时间为无负荷的空间时间。为了使电动机的负荷均匀，有效地利用能量，因而装有飞轮。大皮带轮3即起飞轮作用。 图1-1 J31-315压力机运动原理图 从上述的工作原理并参考结构图，曲柄压力机一般有以下几个组成部分： 1工作结构，一般为曲柄滑块机构，由偏心齿轮、连杆、滑块等零件组成。 2 传动系统，包括齿轮传动、皮带传动等机构。 3 操纵系统，如离合器、制动器。 4 能源系统，如电动机、飞轮。 5 支承部件，如机身。 除了上述的基本部分以外，还有多种辅助系统与装置，如润滑系统、保护装置以及气垫等。 1.2 J31-315压力机的主要技术参数 曲柄压力机的主要技术参数是反映一台压力机的工作能力，所能加工零件的尺寸范围，以及有关生产效率等指标。J31-315压力机的各主要参数如下： 1公称压力 曲柄压力机的公称压力是指滑块离下死点前某一特定距离或曲柄旋转到离下死点前某一特定角度时，滑块上所容许承受的最大作用力。J31-315压力机的公称压力为3150千牛。 2滑块行程 它是指滑块从上死点到下死点所经历过的距离，它的大小随工艺用途和公称压力的不同而不同。J31-315压力机的滑块行程为315毫米。 3滑块每分钟行程次数 它是指滑块每分钟从上死点到下死点，然后再回到上死点所往复的次数。J31-315压力机的滑块的行程次数为20次∕分。 4装模高度 它是指滑块在下死点时，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上位置时，装模高度达最大值，称为最大装模高度。上下模具的闭合高度应小于压力机的最大装模高度。所谓封闭高度是指滑块在下死点时，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垫板的厚度。J31-315压力机的最大装模高度为490毫米，装模高度调节量为200毫米。 第二章J31-315压力机的方案对比和选择 2.1电动机的选择 曲柄压力机的负荷属于冲击负载，即在一个工作周期内只在较短的时间内承受负载，而较短时间是空程运转。 按一循环的平均能量来选择电动机，其功率为： (2-1) 式中：Nm ——平均功率（kW）； A ——工作循环所需的总能量（J）； t ——工作循环时间（S）； (2-2) 式中: n ——压力机滑块行程次数（次/分）； Cn——压力机行程利用系数，采用手工送料Cn=0.65； 为了使飞轮尺寸不致过大，以及电动机安全运转等因素，故需将电动机的平均功率 选得大些，即： (2-3) 式中：k——为电动机选用功率与平均功率比值，一般为1.2～1.6，取k=1.2； 压力机一工作循环所消耗的能量A为： (2-4) 式中: A1——工作变形功（属有效能量）； A2——拉延工作功，即进行拉延工艺时压边所需要的功（属有效能量）； A3——工作行程时由于曲柄滑块机构的摩檫所消耗的能量； A4——工作行程时由于压力机受力机构的摩檫所消耗的能量； A5——压力机空程向下和空程向上时所消耗的摩檫； A6——单次行程时滑块停顿所消耗的能量； A7——单次行程时离合器接合所消耗的能量。 （1）工作变形功A1 曲柄压力机由于冲载、拉延、模锻、挤压等工艺，不同的工艺，工件变形所需要的能量亦不同，冲载时的工件变形功为： （2-5） δ的大小随板料的塑性和冲模间隙的大小而变化。通常取： （2-6） 式中：Pg ——压力机公称压力为； δ——切断厚度（m）； δ0——板料厚度（m）。 对于慢速压力机（两级及两级以上传动的压力机） （2-7） 故有： （2）拉延垫工作功A2 带拉延的压力机，在进行浅拉延工艺时，拉延垫压紧工件的边缘，并随压力机的滑块向下移动。因此消耗一部分能量。消耗能量的大小决定于拉延垫的压紧力和工作行程，根据资料推荐，可相应取为压力机额定压力的1/6及滑块行程的1/6，即： （2-8） 式中：S0——压力机滑块行程长度,S0=0.315m。 （3）工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量A3 由于压力机工作时产生弹性变形，曲柄滑块机构的运动规律为平援变化。故可近似的将工作行程曲柄转角αP取为压力机的公称压力角αg，即：αP = αg。 这样，对于通用压力机，曲柄滑块机构的摩擦功可以用下述公式表示： （2-9） 式中：Pm——工作行程中平均工作变形力（N）； αg ——工作行程曲柄转角（度），公称压力角αP = αg =20 0； mµ——摩擦当量力臂（m），mµ=26mm； 故有： （4）工作行程时由于压力机受力系统的弹性变形所消耗的能量A4 压力机在工作行程时，机身、曲柄滑块机构等受力系统因受载产生弹性变形，因而引起能量消耗。对于在工作行程中，变形力逐步下降的冲载工艺和拉延工艺，有时一部分的弹性变形能量可以转化为有用能量，因此得出： （2-10） 式中：yc——压力机总的垂直变形（m）。 （2-11） Cn1——压力机垂直刚度（kN/mm），参考文献[7]表7-3；取Cn1=700 kN/mm 。 （5）压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量A5 压力机空程时的能量损耗与压力机零件的结构尺寸、表面加工量、润滑情况，皮带的拉紧程度、制动器调整情况等因素有关。根据试验结果，通用压力机连续行程所消耗的平均功率约为该压力机额定功率的10%～35%，参考文献[7]图7-6或表7-4所示的实验数据可供概略计算通用压力机空程损耗之用，由图7-6得： （6）滑块停顿飞轮空转时所消耗的能量A6 根据实验，通用压力机飞轮空转时电动机所消耗的功率约为额定功率的6%～30%。通用压力机飞轮空转时所消耗的能量： （2-12） 式中：N6——压力机飞轮空转所需的功率，由参考文献[7]图7-7得N6=3.5kW； t——-压力机单次行程时的循环周期(S)； t1——曲柄回转一周所需的时间(S)。 故有： （7）单次行程时，离合器接合所消耗的能量A7 离合器接合时所消耗的能量： （2-13） （8）总功A 电动机功率： 查机械设计手册选用JR-72-4电动机；Ne=30kw，ne=1460r/min。 2.2传动系统的对比和设计 传动系统的作用是把电动机的能量传给曲柄滑块机构，并对电动机转速进行减速，使滑块获得所需的行程次数。曲柄压力机的传动系统有四个比较突出的问题需在设计前加以分析和确定，以便使整个压力机能达到结构紧凑，维修方便，性能良好和外形美观。下面就传动系统方案设计中的几个问题进行比较。 2.2.1 确定滑块上加力点的数目及机构的运动分析 按压力机滑块上加力点的数目（即连杆的数目），分为单点、双点和四点压力机。（1）滑块前后、左右尺寸小于1700mm；垫板前后尺寸小于2000mm，采用单点。（2）滑块和垫板的前后尺寸大于2000mm，采用双点。（3）滑块前后、左右尺寸和垫板前后尺寸都大于2000mm，采用四点。本设计采用单点式。 通用压力机的工作机构大多采用曲柄滑块机构，其运动简图如图所示O点表示曲轴的旋转中心，A点表示连杆与曲柄的连结点，B点表示连杆与滑块的连结点，OA表示曲柄半径，AB表示连杆长度。所以OA以角速度ω作旋转运动时，B点则以速度v作直线运动。 曲柄滑块的结构主要由偏心齿轮、芯轴、连杆和滑块组成。偏心齿轮的偏心颈相对于芯轴有一定的偏心距，相当于曲柄半径。芯轴两端紧固在机身上。偏心颈在芯轴上旋转，就相当于曲柄在旋转，通过连杆使滑块上下运动。 1）曲柄滑块机构的选择 曲柄滑块机构的类型有结点正置和结点偏置两种；本设计采用结点正置的曲柄滑块机构。图2-1为结点正置的曲柄滑块机构的运动关系计算简图（所谓结点正置，是指滑块和连杆的连结点B的运动轨迹位于曲柄旋转中心O和连结点B的连线上）。滑块的位移和曲柄转角之间的关系可表达为： 图2-1 结点正置的曲柄滑块机构 （2-14） 而 令 则 而 所以 代入式（1-13）整理得： （2-15） 由于一般小于0.3，对于通用压力机，一般在0.1-0.2范围内，故式可进行简化。根据二项式定理，取 代入式（2-14）整理得： （2-16） 式中：S ——滑块行程，从下死点算起，以下均同； α ——曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反者为正，以下均同； R ——曲柄半径； L ——连杆长度（当连杆可调时取最短时数值）。 S0——为滑块行程315mm； 所以 因为 ；其中取； 则 因为λ在0.1-0.2范围内，所以L=1450mm符合要求。 2.2.2 确定传动系统的布置方式 在确定传动系统的布置方式时，通常着重考虑以下三个方面：传动系统的安放位置、曲柄轴和传动轴的布置方式、曲柄轴上齿轮传动形式和安装部位。 （1）传动系统的安放位置 曲柄压力机的传动系统可置于工作台之上或工作台之下，前者称为上传动，后者称为下传动。上传动的主要优点为：①重量较轻，成本较低；②安装维修都比较方便；③地基较为简单。上传动的主要缺点是压力机的地面以上部分较高，运行不够平稳。下传动的主要优点：①压力机的重心低，运行平稳，振动和噪音较小；②能提高滑块的运动精度，延长模具的使用寿命，改善工作的质量；③压力机地面以上的部分减小，可用于高度较低的车间；④立柱和上梁的受力情况较好。传动的缺点是：①体积较大，总重量大；②维修步方便，摩擦离合器和制动器的散热条件比较差；③地基庞大，造价高。 综合考虑、比较以上的各优缺点，本设计是一种通用压力机，故采用上传动方式。 （2）曲柄轴和传动轴的布置方式 曲柄轴和传动轴可以垂直于压力机的正面放置，也可以平行于正面放置。 当压力机的曲柄轴和传动轴平行于压力机正面放置时，曲轴和传动轴都较长，受力点和支撑轴间的距离也较大，因而刚度较差。垂直于压力机正面的放置形式，克服了前一种形式的缺点，曲轴和传动轴刚度较好。本设计是一种中型压力机，采用了偏心齿轮，故采用垂直于压力机正面的放置形式。 （3）曲柄轴上齿轮的传动形式和安装部位 曲柄轴上齿轮传动可以设计成单边传动或双边传动。采用双边传动时，齿轮尺寸减小，压力机高度降低，机器结构紧凑，还可以改善受力情况，但两对齿轮要精确加工，装配时要保证运动同步，加工和装配要求较高。曲柄轴上的传动齿轮，可放在机身外，也可放在机身内。前一种形式，齿轮的工作条件较差，机器外形不够美观，但安装检修比较方便；后一种形式，齿轮的工作条件较好，外观也较美观，但安装、检修比较困难；现在越来越倾向于后一种。 本设计是一种中型压力机，而且又是一种通用的经济型压力机，综合考虑其压力与造价，采用单边齿轮传动，而且齿轮放在机身内。 2.2.3 确定传动级数和各传动比的分配 曲柄压力机传动级数和各级传动比的分配，取决于滑块每分钟行程次数和所选择的飞轮转速。一般滑块行程次数在70次/分以上的，采用单级传动；70～28 次/分的用两级传动；28～10次/分的用三级传动。各级传动比的分配要恰当，使传动系统有可能布置得合理而且紧凑。一般三角皮带传动的传动比步超过6～8，齿轮传动的传动比不超过7～9。根据本设计的工作参数要求，选用三级传动。选用电动机的转速为1460转/分。 根据参考文献[4]表1-2确定各部分效率为：V带传动效率η1= 0.96，滚动轴承传动效率η2= 0.99，闭式圆柱齿轮传动效率η3= 0.97，偏心齿轮滑动轴承效率η4= 0.96。 1） 传动装置的总传动比 压力机滑块的转速：nω =20r/min 总传动比： 2） 分配各级传动比 根据参考文献[4]表1-3推荐传动比的范围，选V带传动i1= 3.25,一级圆柱齿轮传动的传动比为：i2 = 4.78；则二级齿轮传动比为： 3） 计算传动装置的运动参数和动力参数 0轴——电动机轴： r/min 1轴——高速轴： kW r/min 2轴——低速轴： kw r/min 3轴——偏心齿轮轴： kw r/min 将计算的运动参数和动力参数列表1-1： 表1-1运动和动力参数表 轴 名 参 数 0 轴 1 轴 2 轴 3 轴 转 速 （r / min） 1460 449.2 93.98 20 输入功率(kW) 30 28.8 26.03 24.74 输入转矩(N.m) 196.23 612.3 2645.1 11813.4 传 动 比i 3.25 4.78 4.7 2.2.4 选择离合器和制动器的类型 刚性离合器不宜在高转速下工作，采用刚性离合器的压力机，离合器和制动器应装置在曲轴上。刚性离合器和制动器只适用于小型压力机。 采用摩擦离合器时，对于具有两级和两级以上传动的压力机，离合器既可以放在曲柄轴上，也可以放在中间轴上。近年来，闭式通用压力机的传动系统，都封闭在机身内并采用偏心齿轮传动，在结构上限制了离合器和制动器的安放位置，因而大多将其置于飞轮轴上，仅少数压力机装置在中间轴上。 本设计采用三级传动，最后一级采用偏心齿轮传动，故用浮动嵌块式摩擦离合器和制动器，且装在大皮带轮轴上。 曲柄压力机的离合器都有主动部分、从动部分、连接零件以及操纵机构组成。本压力机选用摩擦离合器——制动器的结构，其结构形式按其工作情况分为干式和湿式两种。干式离合器和制动器的摩擦面露在空气中，而湿式则放在油里。按其摩擦面的形状，又有圆盘式、浮动嵌块式和圆锥式等型式。目前常用的式盘式和浮动嵌块式摩擦离合器——制动器。离合器的主动部分包括大皮带轮、主动摩擦盘和环状活塞等。从动部分为从动盘、从动轴以及制动器的内盘等。接合件式主动摩擦盘和从动盘上的嵌块。它的操纵机构由气缸、环状活塞和压缩空气控制系统所组成。制动器悬置在支承外面，气缸与制动器座相联，活塞通过导向销与制动盘连接。浮动嵌块的断面为长圆形，用石棉塑料制成。离合器和制动器各有十块，在从动盘和内盘上沿圆周方向均匀分布。摩擦面间的间隙由垫片调整。 需要离合器接合时，操纵电磁空气分配阀，使压缩空气先进入制动器气缸，活塞向左移动，压缩制动弹簧，制动器失去制动作用；随后压缩空气由从动轴的中间孔道和连接管，进入离合器气缸，克服脱开弹簧的作用力，环状活塞向右移动，将浮动嵌块压紧在主动摩擦盘上，依靠他们之间的摩擦力所形成的摩擦力矩，由大皮带轮带动从动轴旋转。当需要离合器脱开时，操纵电磁空气分配阀，使离合器气缸先排气，在脱开弹簧的作用下，环状活塞向左复位，于是活塞、浮动嵌块和主动摩擦盘松开，大皮带轮空转；随后制动器气缸排气，在制动弹簧的作用下，制动盘将浮动嵌块压紧在制动座上，从动轴停止运动。 离合器和制动器的动作应当协调，他们之间的顺序动作由连锁控制系统来实现。如果连锁失灵，会引起摩擦材料的发热和急剧磨损，甚至还可能造成设备和人身事故。因此对离合器和制动器连锁控制系统的基本要求是：连锁可靠，动作迅速。 连锁方式有两类：刚性连锁和非刚性连锁。 离合器和制动器刚性连锁，工作可靠，操纵系统简单，动作迅速。结构如图所示，当离合器接合时，气缸除了保证压紧摩擦盘所需的压力外，还需要克服制动弹簧的阻力，气缸的制动力不能在飞轮和离合器之间形成封闭力系，滚动轴承要承受与压缩弹簧相等的轴向推力；此外，离合器和制动器要做成空心轴，有时推杆直径也会受到轴孔尺寸的限制。 （1） 离合器的选择 离合器所需要的扭矩： （2-17） 式中：β——储备系数，考虑在压缩空气压力波动和摩擦系数不稳定等情况下仍能使离合器正常工作，取β =1.1~1.3； Mq——偏心齿轮所需要传递的扭矩，Mq=231636.35N·m； i ——安装离合器的轴至偏心齿轮的传动比，i=22.5； η ——离合器至偏心齿轮之间的传动效率，对二级齿轮传动取η =0.94； 由参考文献[5]选取公称扭矩为Ml=13200N·m的浮动嵌块离合器。 （2） 制动器的选择 制动器所需要的扭矩： （2-18） 式中：At——制动器的摩擦功，At =8118J； φzh——制动器的制动角，应以偏心齿轮的转角来度量，φzh=50×л /1800=0.087； ωzh——制动器轴的角速度，ωzh=3.14×449.2/30 =47r/s； 由参考文献[5]选取公称扭矩为Mzh=6180N·m的浮动嵌块制动器。 第三章 主要零件的设计与校核 3.1 V带和带轮设计 1）确定计算功率Pca 由参考文献[2]表8-6查得工作情况系数K=1.2，故 kW 2）选取窄V带带型 根据Pca、n由参考文献[2]图8-9确定选用SPA型。 3）确定带轮基准直径 由参考文献[2]表8-3和表8-7取主动基准直径dd1=280mm。 根据参考文献[2]式（8-15），从动轮基准直径dd2； mm 按参考文献[2]式（8-13）验算带的速度 m/s<35m/s 带的速度合适。 4）确定窄V带的基准直径和传动中心距 根据，初步确定中心距mm。 根据参考文献[2]式（8-20）计算带所需的基准长度 =3668.3mm 由参考文献[5]表13-1-3选带的基准长度mm。 按参考文献[2]式（8-21）计算实际中心距 mm 取a=845mm。 5）验算主动轮上的包角α1 由参考文献[2]式（8-6）得 主动轮上的包角合适。 6）计算窄V带的根数z 由参考文献[2]式（8-22）知 由n1=1460r/min、dd1=280mm、i=3.25，查参考文献[2]表8-5c和表8-5d得： kW， kW 查参考文献[5]表8-8得Kα=0.97，表8-2得KL=1.06，则 取根。 7）计算预紧力 由参考文献[2]式（8-23）知 查表8-4得kg/m，故 N 8）计算作用在轴上的压轴力 由参考文献[2]式（8-24）得 N 3.2齿轮的设计 3.2.1概述 由于压力机的压力较大，如果采用直齿轮，它的尺寸较大，但它只产生径向力，而不产生轴向力；而如果采用斜齿轮，虽然可以减小一定的尺寸，但是它会产生很大的轴向力，这样会对偏心齿轮产生变向，增大它对机箱的摩擦力，使压力机不能正常工作。现在工厂制造的压力机大多数都采用直齿轮，所以直齿轮作为压力机的传动件。 旧压力机多采用曲轴作为传动系统的最后一级，但是其摩擦很大，现在的大、中型压力机上采用偏心齿轮来代替曲轴作为最后一级传动，优点如下： （1） 制造偏心齿轮较容易，成本较低。 （2） 偏心齿轮机构的受力情况较好。 （3） 压力机的传动部分便于采用封闭式结构。 由于偏心齿轮结构的优点显著，近年来在中型和大型板料冲压机上得到了普遍的应用，由于J31-315是一种中型的压力机，所以，选用了偏心齿轮作为压力机的最后一级传动。 3.2.2 一级传动齿轮的设计 （1）确定齿轮精度等级及材料 1）材料选择:：小齿轮材料为40cr(调质)硬度280HBS， 大齿轮材料为45钢(调质)硬度240HBS； 2）精度由参考文献[2]表10-1：压力机为通用机械，选取7级精度； 3）选取齿轮齿数为：大齿轮齿数：，取Z2=86； （2）按齿面接触强度设计 按参考文献[2]式(10-21)算得: 确定公式内各计算数值 1）试选:Kt =1.3； 2）小齿轮传递的转矩: T1=7.5×105N.m 3）由参考文献[2]表10-7选取齿宽系数：Φd =1； 4）由参考文献[2]表10-6查得材料的弹性影响系数:ZE =189.8MPa1/2； 5）由参考文献[2]图10-21d按齿面硬度查得: 小齿轮的接触疲劳极限为σHlim1=600MPa； 大齿轮的接触疲劳极限为σHlim2=550MPa； 6）由参考文献[2]式(10-13)计算应力循环次数: 7）由参考文献[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数:kHN1 =0.92，kHN2 =0.97； 8）计算接触许用应力: 取失效概率为,安全系数S=1； 由参考文献[2]式(10-12)得: 计算： 1）计算小齿轮分度圆直径d1t: 2）计算圆周速度: 3）计算齿宽b及模数mn: 4）计算载荷系数k： 已知使用系数: KA=1；根据ν=2.67m/s，7级精度；由参考文献[2]图10-8查得动载系数 Kv =1.1； 由参考文献[2]表10-4查得KHβ的计算公式为: 由参考文献[2]图10-13查得: KFβ=1.3； 由参考文献[2]表10-3查得: KHα= KFα=1.2； 故载荷系数： 5）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径由参考文献[2]式(10-10a)得: 6）计算模数m: 故查参考文献[5]取标准模数: m=14mm。 （3）按齿根弯曲疲劳强度校核: 确定公式内个计算数值: 1） 2） 3） 4）由参考文献[2]图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：σFE1=500MPa，σFE2=380MPa； 5）由参考文献[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.85，kFN2=0.88； 6）许用弯曲应力：取S=1.4 7）查取齿形系数由[1]表10-5查得YFa1=2.91，YFa2=2.18；Ysa1=1.53，Ysa2=1.79； 比较可知 。 8）计算 代入数值得: 故弯曲强度符合要求。 （4）几何尺寸计算 1）计算中心矩: 则圆整后取a =730mm。 2）计算大,小齿轮分度圆直径: 3）计算齿轮宽度: 圆整后取，. 4）验算: ,合适。 3.2.2偏心齿轮的设计 （1）确定齿轮精度等级及材料 1）材料选择：小齿轮材料为40cr(调质)硬度280HBS 大齿轮材料为40cr调质)硬度280HBS 2）精度由参考文献[2]表10-1 ：压力机为通用机械，选取7级精度； 3）选取齿轮齿数为： ，大齿轮齿数：，取Z2=80； （2）按齿面接触强度设计 按参考文献[2]式(10-21)算得: 确定公式内各计算数值 1）试选:Kt =1.3； 2）小齿轮传递的转矩: T1=2.6×106N.m； 3）由参考文献[2]表10-7选取齿宽系数：Φd =1； 4）由参考文献[2]表10-6查得材料的弹性影响系数:ZE =189.8MPa1/2； 5）由参考文献[2]图10-21d按齿面硬度查得: 小齿轮的接触疲劳极限为σHlim1=600MPa； 大齿轮的接触疲劳极限为σHlim2=600MPa； 6）由参考文献[2]式(10-13)计算应力循环次数: 7）由参考文献[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数:kHN1 =0.96，kHN2 =0.98； 8）计算接触许用应力: 取失效概率为,安全系数S=1； 由参考文献[2]式(10-12)得: 计算： 1）计算小齿轮分度圆直径d1t: 2）计算圆周速度: 3）计算齿宽b及模数mn: 4）计算载荷系数k： 已知使用系数: KA=1；根据ν=0.89m/s，7级精度；由参考文献[2]图10-8查得动载系数 Kv =1.05； 由参考文献[2]表10-4查得KHβ的计算公式为: 由参考文献[2]图10-13查得: KFβ=1.28； 由参考文献[2]表10-3查得: KHα= KFα=1.2； 故载荷系数： 5）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径由参考文献[2]式(10-10a)得: 6）计算模数m: 故查参考文献[5]取标准模数: m=20mm。 （3）按齿根弯曲疲劳强度校核: 确定公式内个计算数值: 1） 2） 3） 4）由参考文献[2]图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：σFE1=500MPa，σFE2=500MPa； 5）由参考文献[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.91，kFN2=0.91； 6）许用弯曲应力：取S=1.4 7）查取齿形系数由参考文献[2]表10-5查得YFa1=2.97，YFa2=2.19；Ysa1=1.52，Ysa2=1.785； 比较可知 。 8）计算 代入数值得: 故弯曲强度符合要求。 （4）几何尺寸计算 1）计算中心矩: 2）计算大,小齿轮分度圆直径: 3）计算齿轮宽度: 圆整后取，。 4）验算: ，合适。 3.3轴的设计 3.3.1 大皮带轮轴的设计 （1）确定轴的直径 开始设计时，可按扭矩预选传动轴的直径，由参考文献[7]式（5-5）有： （3-1） 式中：Mn ——作用在轴上的最大扭矩（N·m），Mn=13200 N·m； [τ]——许用剪应力，参考文献[7]取如下值： 45钢调质 [τ]=500×105Pa 输出轴受扭最大处的直径为安装离合器处，试取d=110mm；轴的设计及校核见图3-1和图3-2。 图3-1 大皮带轮轴 图3-2 轴的载荷分析图 （2）轴的强度校核 从轴的的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。先将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表3-1： 表3-1危险截面载荷参数 载 荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=3193.74N FNH2=1663.40N FNV1= -219.22N FNV2=1596.29N 弯矩M MH=0 MV1= -50420.6N·mm MV2= 798145N·mm 总弯矩 M1=0，M2=799736N·mm 扭矩T T3=13200000 N·mm 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度可根据参考文献[7]式（5-6）及上表中的数值，轴的计算应力： 许用应力： 因此σ<[σ]，故安全。 3.3.2 中间轴的设计 （1）确定轴的直径 开始设计时，可按扭矩预选传动轴的直径，由参考文献[7]式（5-5）有： 式中：Mn ——作用在轴上的最大扭矩（N·m），Mn=44248.78N·m； [τ]——许用剪应力，参考文献[7]取如下值： 40Cr调质 [τ]=630×105Pa 输出轴最小的直径为安装大齿轮处，试取d=155mm；轴的设计及各段长度见附图。 （2）轴的强度校核 从轴的的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。先将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表3-2： 载 荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=-9270.07N FNH2=4177.02N FNV1= 2516.76N FNV2=11476.28N 弯矩M MH1=1002484.8 N·mm MH2=-355005 N·mm MV1= 975369.6N·mm， MV2= 2754307.2N·mm 总弯矩 M1=2921909.31 N·mm，M2=1063486.87N·mm 扭矩T T3=2645100N·mm 表3-2危险截面载荷参数 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据参考文献[7]式（5-6）及上表中的数值，轴的计算应力： 许用应力： 因此σ<[σ]，故安全。 3.3.3 偏心齿轮轴的设计 压力机采用芯轴的形式较多，主要有整体式、两段式和套筒式。整体式的优点是芯轴是一个整体，刚度较好，且结构简单，其缺点是偏心部分和连杆大段的结构尺寸较大，故曲柄滑块机构中的摩擦扭矩较大。因此，该结构只适用于行程不大的压力机。两段式的特点与上述的相反，芯轴分成两端，且不穿过偏心部分，因此，偏心部分和连杆大端的结构尺寸减小，曲柄滑块机构的摩擦扭矩也随之减小。但芯轴如同一悬臂梁，刚度较差。因此，该结构只适用于行程较大的压力机。套筒式的芯轴是由两个轴套和一个小轴组成，它的刚度较上一种结构有所提高，但结构比较复杂，装配比较复杂，因此用的不多。综合上述各轴的特点，本设计采用整体式芯轴。 芯轴一般采用45号钢，需经调质处理。与偏心齿轮轴瓦配合的部分需经磨削加工，光洁度为▽7~8。 设计时先跟据经验公式预选芯轴直径，进行结构设计，然后进行强度核验。 1）当芯轴的材料为45号钢时，芯轴直径（与偏心齿轮内轴承配合处）的经验公式是： （3-2） 式中：P0——连杆上的作用力，P0=Pg=3150（kN）； 试取d0=260mm；进行结构设计如图3-3所示： 图3-3 J31-315压力机偏心齿轮计算简图 进行强度校核，转化为简支梁的计算如图3-4： 图3-4 芯轴强度的计算简图 上述四式中： lA1、lA2——芯轴轴瓦长度0.28m。 由结构图可知：l1= l2=140mm=0.14m； l3=220mm=0.22m；l =660mm=0.66m； 2）进行强度校核 由强度计算公式有： （3-3） 式中：Mmax——最大弯矩，一般是MB最大，所以选Mmax=MB=231636.35N.m； [σ] ——许用弯曲应力，由参考文献[7]表3-9选取[σ]=140MPa。 所以，强度满足要求。 3.4滑块与导轨的设计 滑块是一个箱型结构，它的上端与连杆连接，下部安装模具的上模，并在机身的导轨内上下运动。为了保证滑块底平面和工作台平面的平行度，保证滑块运动方向与工作台的垂直度，因此，滑块的导向面必须与底平面垂直。导轨和滑块的导向面应保持一定的间隙，而且进行调整。四个导轨均能单独调整，它是靠一组推拉螺钉来实现的。这种四面调节的导轨能提高压力机的精度，但调节困难。有些压力机的导轨做成两个是固定的，两个是可调的，并使固定的导轨承受滑块侧向力，调节容易，但精度受到一定影响。滑块的高度与宽度的比值，在闭式单点压力机上约为1.08~1.32。为了安装模具，在滑块的底平面开有“T”型槽。 小型压力机的滑块常用铸铁HT20-40制造。中型压力机的滑块常用铸铁HT20-40和稀土球铁制造，或用A3钢板焊接而成。大型压力机的滑块一般用A3钢板焊接，焊后进行退火处理。为了提高滑块的耐磨性，有些压力机的导向面上镶有酚醛层压布板。导轨动面的材料一般用铸铁HT20-40制造。速度高、偏心载荷大的则用铸造青铜ZQZn6-6-3或铸造黄铜ZHMn58-2-2制造。对于高速压力机，有采用滚针导轨，以便减小摩擦，消除间隙，提高机器的耐用程度和滑块运动精度。 3.5连杆的设计 3.5.1连杆及装模高度调节机构 为了适应不同高度的模具，压力机的装模高度需要能够调节其大小。用调节连杆的长度来达到装模高度的目的，即连杆不是一个整体，而是由连杆体和调节螺杆所组成。调节螺杆下部的球头与滑块连接，连杆体上部的轴瓦与偏心齿轮轴联接。用手转动调节螺杆，即可调节连杆的长度。滑块和装模高度调节机构的主要数据看零件图，滑块部件重量：35.6kN，装模高度调节速度：84.7mm/min，调节电动机功率：2.2kW，调节电动机转速：750r/min，采用单级涡轮蜗杆传动，速比：i=85，蜗杆系数：q=12,齿宽：B=25mm。 3.5.2连杆及调节螺杆的强度校核 1）调节螺杆最大压缩应力校核 上传动压力机在工作时连杆受压力作用。由于调节螺杆截面较小，故一般校核调节螺杆的压缩应力即可。连杆接头材料为稀土球铁，螺杆材料为45号钢。 连杆尺寸如图3-5所示： 图3-5 J31-315压力机连杆及螺纹图 螺杆强度： （3-4） 式中：d0——连杆上最小的直径，d0=155mm。 由参考文献[7]取[σy]=1800×105Pa。 所以，螺杆强度符合要求。 螺纹强度： （3-5） 式中：S ——螺距； h ——螺纹牙根的高度，对于特种锯形螺纹； 对于梯形螺纹。 则： 因为连杆采用球铁QT45-5材料，所以[σ]=700×105Pa；σ稍大于[σ]，认为可以使用。 3.5.3滑动轴承的校核 在通用压力机中，曲柄滑块机构的旋转或摆动速度较低，但载荷较大，故应检验作用在滑动轴承（或叫轴瓦）上的压强。 1）单点压力机的曲柄滑块机构，连杆大端轴承的压强为： （3-6） 式中：dA——轴承直径(m)； lα——轴承长度(m)； 由参考文献[7]表3-14选择材料为ZQSn6-6-3。铸锡锌铝青铜，[PA] =30MPa。 所以强度满足要求。 2）芯轴轴承的强度为： （3-7） 式中：d0——轴承直径(m)； l0 ——轴承长度(m)； 由参考文献[7]表3-14，知[P0]=250MPa； 所以强度满足要求 3）轴承座压强： （3-8） 式中：dB——轴承底度座轴瓦长度(m)； 由参考文献[7]表3-14，知[PB]=650MPa； 所以强度符合要求。 第四章 机身的设计 4.1 机身的比较和选择 机身是压力机的一个基本部件，所有零部件都装在机身上面，工作时要承受全部工作变形力。因此，机身的合理设计对减轻整机重量，提高整机刚度，以及减少制造工时，都具有直接的影响。机身分为两大类型：即开式机身和闭式机身。前者三面敞开，操作方便，但刚度较差，适用于中小型压力机；后者两