曲柄压力机设计论文01244.doc

毕业设计说明书 毕 业 设 计 题 目: j31-250 型曲柄压力机设计 i 摘要 锻压机械在工业中占有极其重要的地位，广泛应用于几乎所有的工业部门，如机 械、电子、国防等。然而，在锻压机械中，又以曲柄压力机最多，占一半以上。 曲柄压力机是以曲柄滑块机构作为运动机构，依靠机械传动将电动机的运动和能 量传给工作机构，通过滑块给模具施加力，从而使毛坯产生变形。 本次设计为 j31-250 型闭式单点压力机，参照国内现有相关型号压力机，进行了 2500kn 机械压力机主要工作系统设计。设计分三步进行：首先，拟定总传动方案；其 次，设计主要零部件；最后，进行经济评估。 本设计中主要包括以下设计部分：曲柄滑块机构的设计计算、传动系统的设计计 算、离合器和制动器的设计计算、电动机的选择和飞轮的设计以及支撑附属装置的设 计。 本次设计方案均采用同类设计中最新的零件类型及布置方式。通过离合器和制动 器进行气动连锁控制。用电动机调节连杆的长度来达到调节装模高度的目的，以适应 不同高度的模具。采用四面调节导轨，提高了压力机的精度，并装有过载保护装置、 滑块平衡装置等，使机器更加安全、可靠。 关键词：锻压机械；曲柄滑块机构；闭式单点压力机 ii abstract forge and press machine is very important in industry,it is used in almost any induetry department,such as machine,electron,national defense and so on.it is crank forge and press machine that is most important in forge and press machine. crank press machine uses crank slide block mechanism as working mechanism,machine driving system passes the movement and energy of electromotor to working mechanism, bringing forge to the die by slide block,in order to let roughcast engender transmutation. in this paper,the subject is the j31-250 closed-single punching machine,it is designed in accordance with the related machine now and designed the working system of 2500kn punching machine.the design has been done through three steps: firstly,draw up total transmission; secondly, design each part; at last, economy estimation. in this paper, the design mainly consists of some parts: crank slide mechanism, gear deriving system, clutch and detent, electromotor and flywheel, supporting and appertain equipment. the design program used the new parts type and arrangement. the machine works by the control of the frictional clutch and detent. electromotor drives the link screw to fit the diffent height of die. using four-side regulative guider, improves the precision of the punching machine. the machine has installed over loading protector, slide block balance equipment, pledging the machine work safety and dependable. keyword: forge and press machine ；crank slide block mechanism ；closed-single press machine 目录 摘要 i abstract .ii 概述 1 1.1 锻压设备的发展 .1 1.2 机械压力机的主要类型 .1 1.3 曲柄压力机的工作原理 .2 1.4 曲柄压力机的技术参数 .3 1.5 论文内容 .4 1.5.1 设计内容 .4 1.5.2 压力机主要技术参数 .4 第二章 曲柄滑块机构的运动分析与受力分析 .5 2.1 曲柄滑块机构的运动规律 .5 2.2 曲柄滑块机构的受力分析 8 第三章 传动系统的布置及设计 11 3.1 传动系统的布置方式 11 3.2 传动级数和各级数比分配 11 3.3 离合器和制动器安装位置的确定 12 第四章 设计计算 12 4.1 工作机构的设计计算 曲柄滑块机构的设计计算 .12 4.1.1 芯轴设计计算 .13 4.1.2 连杆及装模高度调节装置 .15 4.1.3 调节电动机容量选择 .17 4.1.4 滑块与导轨 .18 4.1.5 蜗轮蜗杆的设计计算 .18 4.2 传动系统的设计计算 .19 4.2.1 低速级齿轮的设计 .19 4.2.2 高速级齿轮的设计 .23 4.2.3 传动轴设计计算 .27 4.3 操纵系统的设计计算 离合器与制动器的设计计算 .32 4.3.1 制动器和离合器的工作原理 .32 4.3.2 摩擦离合器的设计 .33 4.3.3 摩擦制动器设计计算 36 4.4 能源系统的设计计算 电动机的选择和飞轮的设计 .39 4.4.1 电动机功率计算 .39 4.4.2 飞轮的确定 .41 第五章 支承、辅助及附属装置的设计 45 5.1 支承部件 机身的设计 .45 5.1.1 立柱与拉紧螺栓的设计计算 45 5.1.2 上梁的计算 47 5.1.3 底座的计算 48 5.1.4 机身变形的计算 48 5.2 附属装置 .50 5.3 辅助装置 .50 第六章经济技术综合分析 .51 6.1 经济分析 .51 6.2 技术分析 .51 6.3 环境分析 .52 第七章结论 .52 参考文献 .53 致谢 .54 附录一 1 附录二 .13 1 j31-250 型曲柄压力机设计 第一章 概述 1.1 锻压设备的发展 锻压工业的发展主要是由于在世界范围日益要求用更难变形的材料制造越来越大 和越来越复杂的锻件。由于宇航工业今后的需要，地面动力系统、喷气发动机和飞机 锻件数量的增大以及在工艺上的剧烈竞争，要求不断的提高目前的工艺水平。因此， 有效的利用现在的锻压设备和设计性能优越的锻压设备是必然的11。 由于采用现代的锻压工艺生产工件具有高效率、质量好、能量省和成本低的特点， 锻压生产在工业生产中的地位越来越重要，锻压机械在机床中的比重也越来越大。虽 然采用锻压机械进行锻压生产只有百余年的历史，但锻压机械在整个金属加工设备生 产中占 18-30%，金额占 20-40%。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和模锻等工艺生产，它广泛用于汽车、农业机械、电器仪 表、国防工业以及日用品等公益生产部门。随着工业的发展，曲柄压力机的品种和数 量越来越多，质量越来越高，压力越来越大。它在机械制造工业以及其他工业的锻压 生产中作用越来越显著。例如，冷挤压工艺是一项新兴工艺，用冷挤压生产的零件表 面粗糙度小，尺寸精度高，直径为 20-30mm 的零件其公差范围可控制在 0.015mm 以内， 因此，所生产的零件不需要进行或少量进行切削加工即可使用。大大提高了生产率， 并节约了原材料。随着冷挤压工艺的发展，各种类型的挤压机应运而生，正在使加工 行业产生巨大变化。再加，在日用品及家用电器生产中，如果不采用高速冲压自动机， 产品的成本与质量在国际市场上将失去竞争力。因此，大量制造和使用曲柄压力机， 已成为工业先进国家的发展方向之一3。 近年来，曲柄压力机正向着高速度的高精度的方向发展，并努力降低噪音，提高 安全性，扩大自动化程度，改善劳动条件。特别是采用微型计算机控制的曲柄压力机， 更具有先进的水平。 1.2 机械压力机的主要类型 根据 jb/gq2003-84 标准3，锻压机械分为八类，其中第一类机械压力机包括曲柄 压力机的主要类型，此外，在第三类线材成型自动机、第五类锻机、第六类剪切机和 第七类弯曲校正机中都包括有曲柄压力机。 2 在 jb/gq2003-84 的型谱3中，单柱压力机、开式压力机和闭式压力机属于通用压 力机。所谓单柱、开式和闭式是指机身的型式。闭式压力机机身左右封闭，只能从前 后方向接近模具，操作不太方便，但机身刚度高，压力机精度好。开式压力机机身左 右及前后都敞开，能从三个方向接近模具，操作方便，但机身刚度低，特别是有 角变 形存在，影响精度。开式压力机机身的后面还有一个开口，便于出料。单柱压力机， 其机身也是左右及前后敞开，但后壁无开口。有时，我们把后面两种压力机统称为开 式压力机。上述三种压力机中均只有一组曲柄滑块机构，成为单点压力机。适用于小 型压力机，或工作台较小的中型压力机。若工作台面较大，则有两组或四组曲柄滑块 机构，相应称为双点或四点压力机。此外，按照工作台的形式，机身是否可倾等分为 固定台、活动台、柱形台以及可倾压力机等。 1.3 曲柄压力机的工作原理 曲柄压力机是锻压生产中广泛使用的一种锻压设备。它可以应用于板料冲压、模 锻、冷热挤压、冷精压和粉末冶金等工艺。 曲柄压力机传动系统的旋转运动通过曲柄连杆使滑块呈往复运动，利用滑块发出 的压力使毛坯产生塑性变形，以制成一定形状的锻压件。因此，它具有以下特点： （1）曲柄连杆机构是刚性联接的，滑块是具有强制运动性质，滑动块的行程次数， 速度和加速度一定规律变化。 （2）工作时封闭高度不变。 （3）一个工作循环中负荷时间较短，电动机是按平均功率选用的，所以曲柄压力 机既需要飞轮存储和释放能量。 （4）工作时机身组成一个封闭的受力系统，对基础没有剧烈的冲击和震动。 3 1-电动机 2-小皮带轮 3-大皮带轮 4-制动器 5-离合器 6-小齿轮 7-大齿轮 8-小齿轮 9-偏心齿轮 10-芯轴 11-机身 12-连杆 13-滑块 14-上模 15-下模 16-垫板 17-工作台 18-液压气垫 图 1.1 j31250 型曲柄压力机运动原理图 图 1.1 为曲柄压力机的工作原理图，其工作原理如下： 电动机 1 带动皮带传动系统 2、3，将动力传到小齿轮 6，通过 6 和 7，8 和 9 两级 齿轮减速传到曲柄连杆机构，大齿轮 7 同时又起飞轮作用。齿轮 9 制成偏心齿轮结构， 它的偏心轮部分就是曲柄，曲柄可以在芯轴 10 上旋转。连杆 12 一端连到曲轴偏心轮； 另一端与滑块铰接，当偏心齿轮 9 在与小齿轮 8 啮合转动时，连杆摆动，将曲轴的旋 转运动转变为滑块的往复直线运动。上模装 在滑块上，下模固定在垫板上，滑块带 动上模相对下模运动，对放在上、下模之间的材料实现冲压4。 压力机的组成： （1）工作机构：一般为曲柄滑块机构，由曲柄、连杆和滑块等零件组成。 （2）传动机构：包括齿轮传动和皮带传动等机构。 （3）操作系统：如离合器和制动器。 （4）能源系统：如电动机和飞轮。 （5）支撑部件：如机身。 除上述基本部分以外，还有多种辅助系统与附属装置，如润滑系统、保护装置以及气 垫等4。 1.4 曲柄压力机的技术参数 曲柄压力机的技术参数3反映了压力机的工艺能力，加工零件的尺寸范围以及有 关生产率等指标，分述如下： （1）公称压力 pg 及公称压力行程 sp 曲柄压力机的公称压力（或称额定压力）是指滑块离死点前某一特定距离（此特 定距离称为公称压力行程或额定压力行程）或曲柄旋转到离下死点某一特定角度（公 称压力角或额定压力角）时，滑块所容许承受的最大作用力。例如 630、1000、1600、250、3150、4000、6300kn。 （2）滑块行程 s 4 指滑块从上死点到下死点所经过的距离。它的大小反映压力机的工作范围。 （3）滑块行程次数 n 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。 （4）装模高度 h 及装模高度调节量h 装模高度是滑块在下死点时，滑块下表面到工作板上表面的距离。当装模高度调 节装置将滑块调节到最上位置时，装模高度达到最大值，称为最大装模高度。装模高 度调节装置所调节的距离称为最大装模高度调节量。 （5）工作台板及滑块底面尺寸 指压力机工作空间的平面尺寸，它的大小直接影响所安装的模具的平面尺寸以及 压力机平面轮廓的大小。 （6）喉深 它是指滑块的中心线至机身的距离，是开式压力机和单柱压力机的特有参数。 1.5 论文内容 1.5.1 设计内容 本压力机的设计分三步进行：首先，拟定总传动方案；其次，设计主要零部件； 最后，进行经济评估。 拟定总传动方案 这部分主要任务是初步确定压力机传动系统的布置方案，包括压力机的传动级数、 主轴和传动轴相对于压力机的位置及离合器制动器的位置等。 设计主要零部件 这部分的主要内容有曲柄滑块机构的设计计算、传动零件的计算、飞轮的设计和 电动机的选择、机身的设计计算以及附属装置和辅助系统的设计。 经济评估 这是设计的产品在经济上的可行性分析以及对环境影响的评估。 1.5.2 压力机主要技术参数 本设计压力机为 j31-250 型闭式单点压力机，其主要技术参数如表 1.1 所示： 名称 符号 单位 量值 公称压力 pg t 250 公称压力行程 sp mm 13 5 滑块行程 s mm 315 滑块行程次数 n 次/min 20 最大装模高度 h1 mm 500 装模高度调节量 h 1 mm 250 导轨间距离 a mm 1080 滑块底面前后距离 b1 mm 900 工作台板左右尺寸 l mm 1000 工作台板前后尺寸 b mm 1000 表 1.1 j31-250 型闭式单点压力机主要技术参数3 第二章 曲柄滑块机构的运动分析与受力分析 2.1 曲柄滑块机构的运动规律 曲柄滑块机构的运动简图如图 2.1 所示。o 点表示曲柄的旋转中心， a 点表示连 杆与曲柄的连接点，b 点表示连杆与滑块的连接点，oa 表示曲柄半径，ab 表示连杆 长度。当 oa 以角速度 作旋转运动时，b 点则以速度 作直线运动。 图 2.1 曲柄滑块机构运动简图 （1）滑块位移 6 图 2.2 结点正置的曲柄滑块机构运动关系简图 滑块的位移和曲柄转角之间的关系可表达为： s=(r+l)-(rcos+lcos) (2-1) 而 sin= lrsin 令 则 sini 所以 22sin11co 代入式（1-1 ）整理得 （2-2）2sics1rs 对于通用压力机， 一般在 0.10.2 范围内， 故（1-1 ）可进行简化： 22sin1sin1 故式（1-1 ）变为 （2-3）2cos4cos1rs 式中： s滑块位移，从下死点算起，向上为正； 曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反为正； r曲柄半径； 连杆系数。 由图 2.2 并利用余弦定理 7 （2-4）slr2cos2 令 则式可写成 （2-5）c12cos （2）滑块速度 现有国内通用压力机的滑块最大速度为 130435mm/s。 dtrdtsdt 2cos14cos1 而 t 所以 2sinir 式中： 滑块速度，方向向下为正； 曲柄角速度；n2 n曲柄转速，即滑块行程速度。 （3）滑块加速度 式 2cos2sini 2 rrdtdt 中 滑块加速度，方向向下为正。 j31-250 型闭式单点压力机的滑块行程 s=315mm，连杆长度 l=1520mm，曲柄转 速 n=20r/min，则滑块速度以及加速度如下： msr5.1723 036l 194.2in2srn 滑块的速度、加速度计算结果如表 2.1. 表 2.1 滑块的速度、加速度计算结果 8 01530456075 s（mm） 0 5.954 23.29 50.46 85.25 124.8m/ 0 94.76 181.1 252.0 302.2 328.61 -766.6 -732.9 -636.1 -488.3 -307.3 -113.090512351065180 166.2 206.3 242.7 273.2 296.1 310.2 315 330.8 309.5 269.9 215.1 149.2 76.29 0 -75.97 244.5 383.3 488.3 560.1 601.3 614.6 2.2 曲柄滑块机构的受力分析 （1）连杆及导轨受力 图 2.3 结点正置的曲柄滑块机构受力简图 考虑 b 点力的平衡得： cospatgq 由前推导得知， ，对 j31-250 型压力机， 远小于 0.3， 远小于sini 。因此可认为 ， ，故上二式可写成5.171cosintgpabsin 其中： pab连杆作用力 q导轨作用力 p工件变形力 曲柄转角 连杆系数 9 （2） 曲柄所受扭矩 理想扭矩 1支承 2偏心齿轮 3支承 4芯轴 5滑块 6导轨 图 2.4 偏心齿轮受力简图 pab 是连杆给与偏心齿轮的力。在 pab 作用下，偏心齿轮所受理想扭矩为 2siniprodmabt 式中 r曲柄半径 当曲柄转角等于公称压力角即 时，曲柄上受的理想扭矩为理想公称扭矩。g j31-250 型压力机 p=2500kn，r=157.5mm, =0.1036，当 = 时20 mn prmt 531048. 20sin136.02sin7.2i2sin 上述计算是在理想状态时的情况，但实际上压力机是有摩擦的，在转动的零件上 由于摩擦所增加的摩擦扭矩不可忽略。 摩擦扭矩 在曲柄滑块机构中摩擦主要发生在四处： a 滑块导轨面的摩擦 摩擦力的大小为： 摩擦力的方向与滑块运动方向相反，形成对滑块运动的阻力。该阻力经连uqp 杆作用在曲柄上，增加了偏心齿轮传递的扭矩。 b 芯轴支承径 和轴承之间的摩擦0d 芯轴旋转时，轴承对轴颈的摩擦力分布在轴颈工作面上，如图，这些摩擦力对轴 10 颈中心形成与轴颈旋转方向相反的阻力矩，分别为 、2 010drm20“0dr 两个支承的总阻力矩为 1“00m 由于小齿轮的作用力小的多，故认为二支座反力的和为 pab21 故总阻力矩变为 2 00dp c 偏心齿轮上的偏心 和连杆大端轴承支撑之间的摩擦a 形成阻力矩。2ba dpm d 球头 与球头座之间的摩擦。 形成阻力矩。2 babdpm 上述三个阻力矩 、 和 都会是偏心齿轮增加所需传递的扭矩。0a 总摩擦扭矩为 2sinisn2coscos1200 rddpmba 上式中 是随 的变化而变化的，但变化不大，认为 是一常数，取 ，m0 因此摩擦扭矩为 012dpmba 在 j31-250 型曲柄压力机中，p=2500kn， =240mm， ，0dmda60 ，mdb604. 对闭式压力机 0.055，取 ，则055. nmm 4312.6 24.06.14.06.104 当 时，偏心齿轮的公称扭矩为 0g nt 54510.2.618. 11 第三章 传动系统的布置及设计 j31-250 型压力机采用三级上传动，单边驱动，主轴的安放位置垂直于压力机正面， 所有传动齿轮都置于机身内部，离合器制动器置于飞轮轴上，这样整个压力机结构紧 凑、维修方便、性能良好、外形美观。 3.1 传动系统的布置方式 现有的通用压力机采用上传动较多，下传动较少。采用上传动的曲柄压力机重量 较轻、成本较低、安装维修方便、地基较为简单。采用下传动的压力机平面尺寸较大， 而高度和上传动差不多，压力机总重量比上传动大 1020%，传动系统置于地坑之中， 不便于维修，且地坑深、基础庞大，造价较高。通常在旧车间内添置大型压力机时， 由于车间高度受到限制，采用下传动的优点才比较明显。故本机采用上传动。 主轴平行于压力机正面的压力机，曲轴和传动轴较长，受力点与支撑轴承的距离 比较大，受力条件比较恶劣，承受刚度小。压力机平面尺寸较大，外形不够美观，故 本机采用垂直于压力机正面安放的形式。 齿轮可以放在机身之外，也可以放在机身之内。前一种形式的齿轮工作条件差， 机器外形不美观，但安装维修方便；后一种形式的齿轮工作条件较好，机器外形美观， 还可以将齿轮浸入油池中，这样大大降低了齿轮的传动噪音。所以本机的所有齿轮都 置于压力机机身的内部。 由于双边传动加工装配比较困难，所以将齿轮传动设计为单边传动。 3.2 传动级数和各级数比分配 压力机的传动级数与电动机的转速和滑块每分钟的行程次数有关。行程次数低， 总速比大，传动级数就应该多，否则每级的速比过大，结构不紧凑。j31-250 型压力机 的行程次数为 20 次/min，在 1628 次/min 之间，所以采用三级传动。采用低速电动机 可以减少总速比和传动级数，但这类电动机的外形尺寸较大，成本较高，因此采用三 级传动系统和同步转速为 1500r/min 的电动机。 通常三角皮带轮的速比不超过 68，齿轮传动不超过 79，考虑到飞轮要有适当的 12 转速，不值的紧凑，美观和长、宽、高尺寸比例恰当，大皮带轮的速比定为 2.80，齿 轮传动的速比定为 4.16 和 5.79。压力机飞轮速度取 300400r/min 左右。因为转速太低， 会使飞轮作用大大降低；转速太高，会使飞轮轴上的离合器发热严重，造成离合器和 轴承的损坏。 3.3 离合器和制动器安装位置的确定 采用摩擦离合器时，对于具有两级或两级以上的压力机，离合器可以置于转速较 低的曲轴上，也可置于中间传动轴上。当摩擦离合器安装在低速轴上时，加速压力机 从动部分所需的功和离合器结合时所消耗的摩擦功都比较小，因此能量消耗较小，离 合器工作条件也好。但是低速轴上的离合器需要传递较大的扭矩，因而结构尺寸较大； 此外，从传动系统布置来看，闭式通用压力机的传动系统近年来多封闭在机身内，并 用偏心齿轮，致使离合器不便安装在偏心齿轮轴上，通常置于转速较高的传动轴上。 行程次数较高的压力机离合器最好安装在曲轴上，因为这样可以利用大齿轮的飞 轮作用，能量损失小，离合器工作条件也好。行程次数较低的压力机，由于曲轴转速 较低，最后一级大齿轮的飞轮作用已不明显。为了缩小离合器尺寸，降低制造成本， 且由于结构布置的要求，离合器多置于转速较高的传动轴上，一般在飞轮轴上。 故本压力机离合器安装在飞轮上。 图 3.1 压力机传动系统图 第 4 章 设计计算 4.1 工作机构的设计计算曲柄滑块机构的设计计算 j31-250 型压力机的曲柄滑块机构主要有偏心齿轮、芯轴、连杆和滑块组成。偏心 齿轮的偏心径相对于芯轴有一偏心距，相当于曲柄半径。芯轴两端紧固在机身上。偏 13 心径在芯轴上旋转，并通过连杆使滑块上下运动。 4.1.1 芯轴设计计算 压力机多采用整体芯轴的形式，其优点是芯轴是一个整体，刚度较好，且结构简 单，缺点是偏心部分和连杆大端的结构尺寸较大，故曲柄滑块中的摩擦扭矩较大。 芯轴采用 45cr，需经调制处理，与偏心齿轮轴瓦配合的部分需经磨削加工。 根据经验公式3，芯轴直径： mpd 2519025.1845.1843300 取 m2 芯轴只承受弯矩，而扭矩由偏心齿轮来承受。 图 4.1 芯轴强度计算简图 图 4.1 为芯轴强度计算简图。偏心齿轮受到连杆的作用力 以后，分别以 及0p1p 两个集中力作用在芯轴上。由于芯轴在机身上的配合较长较紧，故可认为两端插入2p 受集中载荷 、 作用的梁。也可视为两端为简支及外加反力偶 、 的简支梁。12p amb 由变形协调条件可知，两端转角为零，可写出以下方程： （4-1） 06636 222212ejllpejllmej llba 连立解方程： （4-2）2112lllpb （4-3）2 212lllma 14 （4-4）abmlllplm22122 （4-5）llll 11211 式中： 21301lp 02 1al2l ， 芯轴轴瓦长度1l j31-250 型曲柄压力机偏心齿轮结构如图 4.2，计算芯轴应力 （4-6）2112llplmb ml0,63 la14028211 nmnlp 3321301 1052665 33302 1974020 图 4.2 j31-250 型曲柄压力机偏心齿轮结构简图 代入数字，得 mnb5102. mmax 15 pamndm53530max 10824.1. 材料为 45cr 钢， ， ，故安全。 4.1.2 连杆及装模高度调节装置 压力机的装模高度可以调节，以适应不同高度的模具。j31-250 型压力机使用调节 连杆的长度来调节装模高度，采用球头式连杆机动调节。连杆是由连杆体、调节螺杆 组成。调节螺杆的转动是靠拔块完成的，螺杆球头的侧面有两个销子，拔块上的两个 叉口叉在销子上，拔块旋转，螺杆即旋转。拔块是由蜗轮蜗杆由调节电动机驱动，开 动电动机即可调节装模高度。 球头式连杆结构紧凑，压力机高度可以降低，但连杆中的调节螺杆容易弯曲，球 头加工难度大，需用专门设备。 装模高度调节装置中滑块调整时运动速度在 2095mm/min 范围变动，一般 4060mm/min 较好。 图 4.3 j31-250 压力机连杆 连杆常用铸钢 zg35 和铸铁 ht200 制造。球头式连杆中的调节螺杆常用 45 钢锻造， 调制处理，球头表面淬火，硬度 hrc42。 16 图 4.4 球头式连杆的连连杆尺寸 连杆主要尺寸： mcmcpdabb024.83967.203 3024.83967.20579.1.1 取 ddb 8.2154.32608.595.0 取 16 m6.14.3.04.83.2 取 md50db 8.25436098.9.3 取 2 md .91.12.53.18.5.104 取 m 螺纹最小工作高度： dh36824013.53.2510 取 连杆长度： ml1520 强度校核： 调节螺杆的强度： padpfy 52320min0 10416.45 连杆上作用力0p 调节螺杆的最小截面积minf 许用压缩应力ypa5108 故安全y 调节螺纹的强度： 17 pammnhhdsp523201 1067064.415.5.1. 螺距s 螺纹的外径0d 螺纹的内径1 螺纹的最小工作高度h h螺纹牙根处的高度pa5107 稍大于 ，可以使用。 4.1.3 调节电动机容量选择 在装模高度调节机构中，电动机容量按照带动滑块的重量所做的功来考虑，即 （4-7）gmn21 滑块部件重量1 模具重量2 g重力加速度 滑块调整速度 调节机构中传动的总效率 （4-8）54321 滑块与导轨摩擦的效率 调节螺杆的传动效率，与螺杆形状及螺杆的螺纹升角 有关2 蜗轮与套筒的摩擦效率3 蜗轮传动效率4 齿轮与皮带的传动效率5 对于 j31-250 型压力机 ，kng8.41 smm/076.65in/8.45 18 02457.65.3027.954321 kwn10.68omsddas 92.10358.rctan2.154.36rctn4.t1 查表-y 系列三项异步电动机技术数据（机械设计课程设计 ） ，为使总传动比较 小，传动装置结构紧凑，故选 y132s-8 型电机，额定功率为 2.2kw，同步转速为 750r/min，满载转速为 710r/min。查表得电动机中心高 h=132mm，外伸轴段 。med803nt59.271.5930md 384.0. 查表选 hl3 联轴器 32 82gb5014-85。 4.1.4 滑块与导轨 滑块是一个箱形结构，上端与连杆连接，下部安装在模具的上端，沿机身轨道上 下运动。为了保证滑块底面和工作台上平面的平行度，保证滑块运动方向与工作台的 垂直度，滑块的导向面与地平面垂直。导轨和滑块的导向面应保持一定的间隙，而且 能进行调整。 闭式单点压力机滑块的高度与宽度的比值约为 1.081.32。本压力机滑块高度 h 和 宽度 b 分别取 h=1225mm，b=950mm ， 符合。滑块的材料32.18.950128. bh 是铸铁 ht200 和稀土球铁，导轨面的材料是铸铁 ht200。 对于单点压力机，滑块单纯受压缩，故不进行强度计算。 4.1.5 蜗轮蜗杆的设计计算 比较同类型的压力机，取 j31-250 型压力机涡轮蜗杆的传动比 i=85，蜗杆模数 m=5，蜗杆的直径系数 q=12。 取蜗杆头数 ，涡轮齿数1z 85112iz 齿形角 02 19 蜗杆分度圆柱导程角 “384251arctnrt01qz 蜗杆分度圆直径 md6521 蜗轮分度圆直径 z482 中心矩 a.601 蜗杆各部分尺寸： 齿顶高 mha51 齿根高 cf 62.01 齿高 fa611 齿顶圆直径 mhda7051 齿根圆直径 ff 486201 蜗杆轴向齿距 mpx .4.3 蜗杆导程 pzt7151 蜗杆齿宽 mb 5.1028506.206. 蜗轮各部分尺寸： 齿顶高 mxha122 齿根高 cf 652.0 齿高 fa6522 分度圆直径 mzd48 齿顶圆直径 mhaa 352212 齿根圆直径 ff 165 蜗杆旋转部分长度 mzl5.800.0.2 蜗轮轮缘宽度 dba77.1 20 4.2 传动系统的设计计算 4.2.1 低速级齿轮的设计 低速级齿轮由小齿轮和偏心齿轮组成，由经验类比，其传动比为 5.79，理想公称 扭矩为 。mnmt 51048. 闭式传动，悬臂布置，如图 4.5 所示。 图 4.5 齿轮示意图 材料选择 小齿轮材料选用 40cr 钢，调制处理，齿面硬度 241286hbs。大齿轮材料选用 40 钢，调制处理，齿面硬度 217286hbs。 计算应力循环次数 n 81 1067.8301606 hjln 782 4.279.5i 查表得 ， ，01nz1n0.121xz 取 ， ，.minhs.w9.0lvr 按齿面硬度 280hbs 和 250hbs，查图15-16（b）得 21lim/730nh22li/690h 由式15-29 计算许用接触应力 21min1l1 /04.7392.01.73zslvrxnh 22in2l2 /6.4.69mnlwh 按齿面接触强度确定中心距 21 小齿轮转矩 1t mni 7821056.279.4 初取 ，取 ，查表知 ，减速传动，1zkt 4.a2/9.18mnze 。.5iu 5.20sin2cosinco2h 计算中心距 a mzuktheat35.92672.391859.4061.7731 取中心距 a=940mm。 估算模数 ，取标准模数 m=18mm。ma8.15.2.7. 齿数 ，取 ； 3.9.184021 uaz 61z ，取 。627.52i 92 齿轮分度圆直径 mzd81zd493182 齿轮齿顶圆直径 mhaa 324121 ha 708672 齿轮基圆直径 db 6.coscs1db 45.320o4cs2 圆周速度 smnv /78.168.163 查表，选齿轮精度为 8 级。 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动，载荷平稳，查表15-3，取 0.1ak 按 8 级精度和 ，取smvz /279680/16748.10/ 015.v 22 齿宽 mab376940. 按 ，低速级轴的刚度较大，取128/376/1d 13.k 由表知 .k 计算载荷系数 76.213.05.kva 计算端面重合度 齿顶压力角 011 .3246.7arcosarcsbd022 9.745.3roarcsabd 2.167. 20tan9.3ta20tan35ta10021 zz 故可用。 8.0376.4z 计算齿面接触应力 22 721/6.73/4.67 9.51808.0952mnmnubdktheh 故安全。 校核齿根弯曲疲劳强度 按 ， 查图 15-14 得 ， ， ，16z932 04.31fay23.fa56.1say7.2say 69.7.150.5.0 查图15-14 得 ，2lim/nf22lim/0nf ， ， ，0.1ny.2.sty4.1in 23 计算许用弯曲应力 21min1l1 /3.410.4.290mnysxnft 22in2l2 /7.856tf 计算齿根弯曲应力 212 71 /3.4/8.9 69.0514.318760mnmnybdkfsaf 故安全。 221212 /7.85/8.1056.43798.9 mny fsaff 故安全。 齿轮主要几何尺寸 ， ， ，m=1816z9327.5u mmd8 1642 haa 3241 md170872mcaf 24385.1 mhf 1692642 齿宽 b37 取 m3810510521 此齿轮是偏心齿轮，偏心距 e=160mm，偏心半径为 317.5mm。 4.2.2 高速级齿轮的设计 高速级齿轮，其传动比为 4.16，转矩为 。mnmt 51062. 小齿轮转矩 。it71 104.61.2 24 图 4.6 齿轮示意图 （1）材料选择 小齿轮材料选用 40cr 钢，调制处理，齿面硬度 241286hbs。大齿轮材料选用 40 钢，调制处理，齿面硬度 217286hbs。 计算应力循环次数 n 81 1095.63016.406 hjln 882 795i 查表15-17 得 ， ，01nz12n0.121xz 取 ， ，.minhs.w9.lvr 按齿面硬度 250hbs 和 162hbs，查图15-16（b）得 21lim/690nh22li/40h 由式计算许用接触应力 21min1l1 /54.692.015.069zslvrxnh 22in2l2 /38.4mnlwh 因 ，计算中取122/38.9 （2）按齿面接触强度确定中心距 初取 ，取 ，查表111-5 知 ，减速传动，. 2zkt 4.0a 2/9.1nze 。16.4iu 5.20sin2cosincoh 计算中心距 a 25 mzuktaheat7.684328.49156.021.331 取中心距 a=685mm。 估算模数 ，取标准模数 m=12mm。ma7.15. 齿数 ，取 ； 2.6.41281 uaz 31z ，取 。953.2i 962 齿轮分度圆直径 mzd71zd2612 齿轮齿顶圆直径 mhaa 301261 ha 752 齿轮基圆直径 db .590cos2cs1db 3.80ocs2 圆周速度 smnv /6.1674.316 查表15-6，选齿轮精度为 8 级。 （3）验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动，载荷平稳，查表15-3，取 0.1ak 按 8 级精度和 ，取smvz /386.10/268.10/025.1v 齿宽 ab745. 按 ，低速级轴的刚度较大，取9.2/74/1d 8. 由表15-4 知 1k 计算载荷系数 21.08.125.va 计算端面重合度 齿顶压力角 011 7.36.9arcosarcsbd 26 022 .231765.08arcosarcsbd 2.17. 20tan3t9620tan73ta1002zz 故可用。 872.03.4z 计算齿面接触应力 22 621/38.49/570.42 1.4708.9mnmnubdktheh 故安全。 （4）校核齿根弯曲疲劳强度 按 ， 查图15-14 得 ， ， ，231z96z 7.21fay2.fa57.1say78.2say 68.0721.505.0 查图15-16（b）得 ，2lim/9nf22lim/15nf ， ， ，.1ny.2n.sty4.in 计算许用弯曲应力 21min1l1 /3.10.4.90sxft 22in2l2 /4.275mnyntf 计算齿根弯曲应力 212 611 /3.4/70.5 68.057.170mnmnbdkfsaf 27 故安全。 故 221212 /143.7/683.57.13270.5 mnmny fsaff 安全。 （5）齿轮主要几何尺寸 ， ， ，m=12231z96z1.4u mmd27 z52 haa 30161 md7622mcaf 2415.71 hf 370152 da4261 齿宽 mb72 取 m8015051 4.2.3 传动轴设计计算 传动系统中轴扭矩为 mnnimgn 3521 10.896.04.17 ii 轴扭矩为 mnimgn 512 68.9.06487. i 轴即离合器和制动器上的轴，材料为 45#钢，调制处理， 。pa510 初定直径 pa dn 84.91052.38.053 取 d=95mm。 轴的结构如图 4.7 28 图 4.7 轴结构图 在实际工作中，离合器工作时，制动器不工作；制动器工作时，离合器不工作。 先校核离合器工作时： （1）齿轮上的圆周力、径向力和轴向力为 nmndtft 461 107.2805. tr 4469.32.tan17.an t 40.32.cos6 图 4.8 离合器作用时轴的受力简图 （2）绘制轴的受力图（如图 4.8） ，求支反力 由 得 0x0exaf nr41.7 由 得 zdzr 4069.3 由 得 0bmy 036258tcycybtfr 29 nrcy 41086. b79 （3）作弯矩图 垂直面弯矩 图ym mndrbd 74 10384.260581079.8 cy 7.6 ftt 43.50 图 4.9 垂直面受力简图及弯矩图 水平面弯矩 图zm mnfrdt 7410.2581069.358 图 4.10 水平面受力简图及弯矩图 合成弯矩 图m d 点左边 mndfrt 727272 10.410.105.3 30 d 点右边 mnmdfr 7272722 109.410.105.3 （4）转矩 t 图 mn6105.8 图 4.11 轴转矩图 （5）作计算弯矩 图cam 该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取 6.0 d 点左边 mntdca 7262722 15.4105.810.4 d 点右边 mdca 7272722 09. （6）校核轴的强度 d 处为双键，为危险截面 此轴为 45#钢调制处理，查表 ，2/650mnb 21/60mnb 计算剖面直径 mdbcadd .9601.541.0373 有两个键槽，轴径加大 10% md5.%5.9 d 处直径为 110mm，安全。 制动器工作时，离合器不工作，计算如下： （1）齿轮上的圆周力、径向力和轴向力同上 , ,nft 4107.6nfr41069.3nfa410.7 31 图 4.12 制动器工作时轴的受力简图 （2）绘制轴的受力图（如图 4.12） ，求支反力 由 得 0x0exaf nr41.7 由 得 zdzr 4069.3 由 得