J开式单点曲柄压力机传动系统设计

1、J23-63开式单点曲柄压力机传动系统设计摘 要：曲柄压力机是锻压生产中广泛使用的一种锻压设备。它可以应用在板料冲压、模锻、冷热挤压、冷精压和粉末冶金等工艺。研究和设计压力机为了提高其加工效率，提高其自动化水平。目的是为了了解曲柄压力机的工作原理，结构性能及其功能作用， 设计出满足使用要求的闭式单点曲柄压力机传动装置。设计内容包括：传动系统的布置及设计； 电动机功率和飞轮的计算，确定飞轮的转动惯量并对飞轮的结构进行设计；各级齿轮的结构设计及其计算，并进行了传动比的分配；压力机传动系统各轴转速、功率、转矩进行计算；各轴的 结构设计及其计算；绘制齿轮、轴的结构图。关键词：J23系列 压力机曲柄压力

2、机摘要、关键词. 1Abstract、Key words. 1引言. 1第一章曲柄压力机系统结构及原理 . 31.1J23-63压力机传动系统结构和原理 .31.1.1曲柄压力机的结构组成 .31 .1.2曲柄压力机的工作原理 .41.2J23-63压力机的主要技术参数 .5第二章曲柄压力机传动系统方案及主要零部件结构设计 . 62.1曲柄压力机的技术参数 . 62.2传动系统的传动系统方案设计 . 6第三章曲柄压力机电动机功率和飞轮尺寸的计算 . 83.1电动机功率和飞轮的计算原理 . 83.1.1曲柄压力机的主传动系统采用飞轮的原因 . 83.1.2采用飞轮后，电动机的负载情况 . 83.

3、1.3电动机功率和飞轮计算原理 . 103.2 电动机功率和飞轮的计算方法 . 11第四章齿轮的结构设计及其计算 . 154.1齿轮传动 . 154.1.1传动比的分配 . 154.1.2压力机传动系各轴转速、功率、转矩计算 . 154.2齿轮传动的设计. 164.2.1齿轮设计计算 . 164.2.2 齿轮的结构设计 . 21第五章 皮带的设计计算. 225.1皮带的设计. 225.2皮带的结构设计 . 245.2.1计算平均转速和皮带轮的转动惯量. 245.2.2计算皮带轮缘的厚度. 255.3皮带的张紧方法. 26第六章轴的结构设计及其计算. 286.1 飞轮轴的设计 . 286.1.1

4、 按扭矩初步确定轴的直径 .286.1.3按扭矩联合作用核算轴的强度 . 296.1.4核算轴的疲劳强度 . 306.1.5轴承的选择 . 316.2曲轴的设计 . 326.2.1曲轴的结构示意图. 326.2.2曲轴的尺寸计算 . 336.2.3曲轴支承颈轴承的选用和计算.34第七章离合器制动器的设计选用.367.1离合器的选用 .367.1离合器的选用. 367.1.1双转健离合器的结构 . 367.2制动器的设计. 387.2.1制动器的选用 . 387.2.2带式制动器的结构.38总结 . 40参考文献. 44致谢引言1.1概述曲柄压力机是锻压生产中广泛使用的一种锻压设备。它可以应用在

5、板料冲 压、模锻、冷热挤压、冷精压和粉末冶金等工艺。电机主轴的旋转运动通过曲柄 压力机的传动系统，使曲柄连杆滑块机构中的滑块实现往复直线运动，滑块瞬间产生的压力通过模具使金属材料产生塑性变形，以制成一定形状的锻压件。曲柄 压力机结构简单，操作比较方便，被广泛地应用在生产中。现代制造业要求产品的精度越来越高，由传统的机械加工向机械与计算机、 电子技术、激光技术相结合的自动化方向和少切削量方向发展。压力加工是机械 制造的基本环节，在冶金、机械、电力、汽车、航空、造船、兵器、化工、电子、 仪表、轻工等工作部门都占有重要的地位。曲柄压力机在压力加工中很大程度扮 演了一个重要的角色。近年来为了适应高精密

6、化加工、高效加工、绿色加工，曲 柄压力机也向高精密、高效率、高刚度、自动化、节能环保等方向发展。现阶段，为了获得多种工艺不同的滑块速度输出特性，一些厂家采用伺服电机作为驱动电机，生产能够满足多种不同工艺的压力机。 但是这种用伺服电机作 为驱动电机，也有它的局限性。如伺服电机的功率有限且造价昂贵，难以用于大 功率的压力机。基于上述原因，现在一些专家提出混合输入并联机构驱动。不难看出，对整个压力机的研究设计有十分重要的意义。1.2选题的意义曲柄压力机在机械制造业的各个部门中广泛采用，在金属压力加工工艺上占有显著的位置。由于锻造行业对零件的加工要求越来越高，对节能降耗业提出了 较高的要求，因此，对压

7、力机的精度、稳定性和功率的利用要求也越来越高。而 且，国内外对压力机的研究不断的深入， 压力机的结构日新月异。在生产新型结 构压力机的同时，研究现有的压力机也具有重要的意义。采用金属压力加工的先进工艺，使用耐磨钢制造锻模，在压力机上装备自动 送料装置及将压力机列入自动作业线，都促使对现有的曲柄压力机进行综合的研 究设计何。通过对现有的曲柄压力及研究设计，以提高压力机加工效率，提高 其自动化水平。本论文选取了 j23-63型号的压力机进行研究设计。1.3本论文主要的研究内容本论文主要的研究内容包括以下方面：（1） 对J23-63的机构进行分析介绍分析了压力机的基本的工作过程，分析 现有的压力的一

8、些参数，现有压力机的使用状况，制定了 J23-63曲柄压力机的传 动系统方案。（2） 零件的结构优化 通过现阶段机械行业对材料和加工工艺的研究成果， 对 零部件的结构进行优化，使压力机能够减轻自身的重量，节约材料，改善加工性 能，外观美观，便于操作等目的。（3） 对结构的力学性能的校核此目的是为了在满足压力机力学性能和结构要求的情况下，选择合理的结构并对其进行力学性能的校核，使压力机自身重量降低，成本下降。传动系统是曲柄压力机的主要组成部分，在很大程度上决定着机器的使用性 能、外形尺寸、重量、加工装配劳动量和制造成本。对曲柄压力机的传动系统进行设计研究，能为将来深层次研究打下扎实基础，也能为将

9、来生产实践工作提供 必要的设备知识。第一章J23-63曲柄压力机系统结构及原理1.1 J23-63压力机传动系统结构和原理1.1.1曲柄压力机的结构组成曲柄压力机是锻压生产中广泛使用的一种锻压设备。它可以应用与板料冲压、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成往复运动，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。图1-1是J23-63压力机的传动示意图图2-1压力机的传动示意图由传动示意图可以看出，曲柄压力机由机身、动力传动系统、工作机构和操 纵系统等基本部分组成的。1、机身 机身由床身、底座和工作台三部分组成。工作台上的垫板用

10、来安装 下模。机身大多为铸铁材料。机身首先要满足刚度、强度条件，有利于减振降噪, 保证压力机的工作稳定性，可靠性等要求。2、工作机构 工作机构是由曲轴、连杆和滑块组成曲柄连杆机构。输入的动 力通过曲轴旋转，带动连杆上下摆动，将旋转运动转化成滑块沿着固定在机身上 导轨的往复直线运动。3、动力传动系统动力传动系统由电动机、传动装置（齿轮传动或带传动）以及飞轮组成.在压力机的空行程，靠飞轮自身转动惯量蓄积动能；在冲压工件 瞬间受力最大时，飞轮释放出能量，这样使电动机负荷均衡，能量利用合理，减 少振动。4、操纵系统操纵系统包括离合器、制动器和操纵机构。离合器和制动器对控制压力机的间歇冲压起重要作用操纵

11、装置一般采用脚踏开关。1.1.2曲柄压力机的工作原理如图2-1，J23-63压力机传动示意图。电动机经过小皮带轮、大皮带轮和一 对齿轮，带动曲轴旋转。曲轴又带动滑块在机身的导轨内上、下移动。加工用的 模具，在上模固定在滑块的下平面上，下模固定在工作台的垫板上。因此，滑块 每上下移动一次，完成一次冲压动作。如图2-2所示为J23-63压力机传动原理图3大带轮4 小齿轮5 大齿轮7 曲轴 9 连杆10 滑块图2-2 曲柄压力机传动原理图1.2 J23-63压力机的主要技术参数压力机的基本参数指压力机的主要技术参数指标，通常由国家标准规定。通用曲柄压力机的基本参数如下：1、公称压力公称压力Pg，表示

12、滑块离下止点前某一特定的距离（此特定距离称为公称压力行程），或者曲柄旋转到离下止点前某一特定角度（此特定角 度称为公称压力角）时，滑块上所允许的最大作用力。标称压力由压力机主要受 力零件的强度限定。根据曲柄压力机静力学，曲轴扭矩的大小与曲柄位置有关。 根据曲柄压力机的运动学，滑块的行程与曲柄位置有关。因此，标准规定的标称 压力是滑块运动到下止点前某一特定距离时压力机的强度（包括偏心轮，齿轮， 机身）允许的最大压力。2、 滑块行程 滑块从上死点到下死点所经过的距离，它的大小随工艺用 途和公称压力不同而不同。滑块运动到最上位置时其速度为零，该位置称上止点， 运动到最下位置时速度也为零，称下止点。显

13、然，滑块的最大行程等于曲柄半径 的两倍，而滑块行程等于模具的开启高度。因此滑块行程可表示能取出最大零件 的尺寸和能配备机械化取，送料机构的最大空间。所以，滑块行程是表示压力机 工艺空间的参数。3、 滑块行程次数 滑块行程次数指压力机空载连续运转时滑块每分钟往复运动的次数（滑块从上止点到下止点，然后再回到上止点称为一次）。它是提高压力机最有效的方法。4、 最大装模高度和装模高度调节量装模高度是压力机上允许安装模 具的高度尺寸范围。既指滑块运动到下止点时，工作台垫板上表面到滑块下表面 的距离。这个距离是允许安装模具的高度范围。为适应模具高度的制造偏差和模 具修磨后的高度变化，装模高度可以调节的，调

14、节的范围称装模高度的调节量。 当滑块调节到最高时装模高度最大，称最大装模高度，反之，为最小装模高度。 最大，最小装模高度之差为装模高度调节量。5、 最大封闭高度 它是指滑块在下 止点、且封闭高度调节装置将滑块调整 到最上位置时，滑块下平面离工作台上平面的高度。第二章曲柄压力机传动系统方案及主要零部件结构设计2.1曲柄压力机的技术参数J23-63压力机的主要技术参数公称力Pg公称力行程Sp滑块行程63t8mm120mm滑块行程次数40r/min最大封闭高度120mm8圭寸闭高度调节量30mm滑块中心至机身距离110mm工作台板尺寸前后x左右x厚度200X 300X 30 mm2.2传动系统的传动

15、系统方案设计传动系统布置是指传动轴和齿轮的数量及其位置分布情况。传动轴的数量决定于传动级数，而传动级数决定于总传动比和各级传动比的极限能力，总传动比决定于压力机每分钟行程次数和所用的电动机的转速。传动布置影响传动系统的 空间尺寸，因而影响压力机的轮廓尺寸，齿轮数量除决定于传动级数之外， 还决 定于传动类型、旋转方向及齿轮模数。传动系统是压力机的主要组成部分，在很大程度上决定着机器的使用性能、 外形尺寸、重量、加工装配劳动量和制造成本。因此，压力机的只要技术参数确 定后，进一步考虑的就是如何合理的设计传动方案1.确定滑块上加力点的数目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

16、点压 力机；对于滑块和工作台前后尺寸和左右尺寸都比较小的压力机，可采用单点； 对于滑块和工作台前后尺寸较小，而左右尺寸比较大的，为了改善滑块与上横梁 的受力情况，避免工作时滑块产生歪斜，应采用双点；对于前后和左右尺寸都比 较大的，则采用四点。从现在国内外压力机的统计中可看出，当滑块前后、左右 尺寸均小于1700毫米，工作台垫板前后左右尺寸均小于 2000毫米时，采用单点； 当左右尺寸大于上述数值时，采用双点；当前后左右尺寸均大于上述尺寸时， 采 用四点。J23-63设计方案采用单点受力。2.确定传动系统的布置形式传动系统的布置方式包括以下几个内容：1）采取何种传动方式：上传动是指传动系统在工作

17、台上方，其优点：重量较轻，成本低，安装、维 修都比较方便，地基较为简单；缺点：压力机地面以上的高度较高，运行不平稳。下传动是指传动系统在工作台下方，其优点：压力机的重心低，运转平稳， 震动和噪音较小，从结构上看，有增加滑块高度和导向长度的可能性， 因而能提 高滑块的运动精度，延长模具的使用寿命，改善工件的质量，传动系统全部放在 地坑之中，因此压力机地面以上的高度减小，有用于高度较低的车间，由于工作 载荷只要由拉杆和工作台承受，所以立柱和上横梁的受力情况得以改善；缺点： 安装、维修不方便，地基要求较为复杂J23-63设计方案采用上传动。2）主轴和传动轴与压力机正面的位置关系：大多数闭式压力机选用

18、偏心齿轮，所以传动轴垂直于压力机正面开式压力机大多选用曲轴，所以传动轴平行于压力机正面。但平行布置方式曲轴和传动轴比较长，受力点与支承轴承的距离比较大， 受力条件恶化，压力机 平面尺寸较大.J23-63设计方案米用曲轴，并且传动轴平行压力机正面。3）齿轮的安放位置：传动齿轮放在机身之内称为闭式传动，反之为开式传动闭式传动：齿轮工作条件好，可将齿轮浸泡在轴中，大大降低工作噪音，磨损小，寿命长，外形较美观。但相比之下，安装维修困难开式传动：齿轮工作条件差，但安装、维修方便本设计题目选用开式式传动4）齿轮的传动方式：单边传动：加工齿轮要求不是太高双边传动：齿轮尺寸可减小，传动总体尺寸下降，重量下降，

19、但加工装配较单边 传动要求高J23-63 设计方案采用单边边传动。2.3本章小结本传动系统的设计方案为： 单点受力 采用上传动 开式传动 采用单边传动10第三章曲柄压力机电动机功率和飞轮尺寸的计算3.1电动机功率和飞轮的计算原理3.1.1曲柄压力机的主传动系统采用飞轮的原因采用飞轮主要是由曲柄压力机的负载性质所决定的.当曲柄旋转一圈，滑块上，下往返一次时，滑块只在上模接触坯料后到冲压 出工件这段工作行程中（通常还不到曲柄旋转的 14）才承受负载，而在其余空 行程中不承受负载此外，在手工在操作时，滑块每完成一次工作时，还有一段 停顿时间，以便操作手取出工件和锻料这样，滑块承受负载的时间，相对于不

20、 承受负载的时间来说，就更短了。压力机的复杂时间虽然很短。但承受的负载却11OtO图3-1负载均匀的电动机轴的扭矩图3-2曲柄压力机飞轮轴上的扭矩M1/iM21很大，在短时间里消耗的能量也很多。 所以曲柄压力机的负载特点是：短期的高 峰负载和较长期的空负载相互交替，如果按照工作行程所需要的功率来选电机， 要求的功率就会很大的，而且大功率的电机，又只是在很短的工作行程时间内才 满负载，大部分时间负载很小，这样就造成了浪费。为了解决这样的矛盾，把皮 带轮缘加宽加厚，增大皮带轮的转动惯量，使他在滑块不承受负载时候，转速升 高，动能升高，动能增大；而在压力机工作行程时候，转速下降，释放能量，从 而大大

21、减少电动机所需要的功率，可以选择较小功率的电动机。3.1.2采用飞轮后，电动机的负载情况负载均匀的传动，电动机轴的扭矩可认为是均匀的（图3-1）2而采用飞轮的主传动电动机负载情况是这样的，曲柄压力机飞轮轴上的扭矩如图（3-2） 2示,在图3-2中，冲压工件时，飞轮轴上扭矩急剧增加；冲压完毕，扭矩急剧下降。 为了便于分析问题，可将飞轮轴扭矩变化的情况，近似的用两个矩形来表示，并 将他的数值折算到电动机轴上如图（3-3） 2。设M1表示冲压时的扭矩，M2表示压 力机空程时候的扭矩，则M1M2i式中M1 -冲压时飞轮轴上的扭矩;M 2-空程时飞轮轴上的扭矩;i-电动机轴到飞轮轴转动比。高转差率电动机

22、12般电动机图3-3 一个工作周期内电动机扭矩的变化图3-4电动机的机械特性由于电动机经皮带传动和飞轮轴联系，飞轮轴上扭矩和角速度的变化也将会 反映到电动机轴上来，使电动机轴的扭矩和角速度发生变化， 这个变化与电动机 的机械特性相关。电动机的机械特性如图(3-4) 2示。这个图说明，在一定工作 范围内，当电动机轴上负载增加时，转差率增大，电动机转速下降。曲柄压力机冲压工件时，飞轮轴的扭矩也急剧增加图 (3-3)，飞轮转速下降， 电动机转速随着下降，电动机轴上扭矩按图(3-4)的规律上升。当工件冲压完毕 时，飞轮轴上扭矩急剧下降，电动机轴上扭矩也随着下降，但是由于电动机要使 飞轮加速，使它恢复到

23、冲压工件前的转速，所以电动机轴上扭矩下降得比较缓慢， 不像飞轮轴上扭矩变化那样急剧。从图(3-3)还可以看出，传动系统中采飞轮了后，电动机轴上扭矩比起压力 机的负载力矩要平缓多了，但电动机轴上扭矩仍然有一定程度的波动，其值与电 动机的机械特性及飞轮所具有的动能大小有关.在采用同样机械特性电动机的情况下飞轮能量不相同时， 电动机轴上扭矩波 动的情况也不一样。在需要释放同样能量时，飞轮能量大的压力机，转速下降少； 飞轮能量小的压力机，转速下降多；因而前一种电动机的扭矩上升小， 后一种电 动机的扭矩上升多。.3.1.3电动机功率和飞轮计算原理1、电动机功率计算原理曲柄压力机传动系统中装有飞轮后，电动

24、机的负载时平稳多了，但仍然是变 化的，像这样的负载应按照两个条件来确定电动机的功率：1) .电动机的过载条件。冲压工件时，电动机扭矩上升，如果超过它的最大容许 扭矩，电动机可能停下来，这样是过载条件限制。2) .电动机的发热条件。冲压工件时，电动机负载增加，电流上升，电动机的损 耗变为热能，使其温度上升很高，冲压工件后，电动机负载下降，相应转化为热13 能的损耗也减少。在机器开动一段时间后，电动机的温度上升到稳定状态。 电动 机温度上升应在允许范围内，否则，会破坏电器绝缘材料，使电动机损坏。这就 是工作时发热条件的限制。此外，由于曲柄压力机有较大的飞轮，加速飞轮使其达到额定转速，需要一 定的功

25、率，如电动机额定功率不足，就会引起启动电流过大和启动时间过长， 使 电动机温度上升很高而损坏。2、飞轮计算原理曲柄压力机工作行程时所需要的能量，主要靠飞轮降低转速释放能量来供应，如果这时忽略电动机所输出的能量，那么所设计的飞轮必须满足一下关系式：J 2 J12 222Ez310式中E7-工作行程时消耗的能量；可以将上式改变为：E。 j /1E7(4-1)22j式中E。-飞轮应具有的动能；m-飞轮的平均角速度，m1227或J f（4-2）mj按照发热条件，飞轮的不均匀系数j与K值和电动机的机械特征性有以下关系:j 1.8K（ sg St）（ 4-3）Sg -电动机按均匀负载工作时，长期满载下的转

26、差率；St-考虑三角皮带传动弹性滑动影响的系数，取值0.01-0.02；J-不均匀系数；从式（4-1）可以求出飞轮所应有的动能E0与压力机工作行程时所消耗的能量E7的比值，此比值与飞轮所容许的不均匀系数j成反比。从式（4-3）可以看出，采用高转差率电动机或增大电动机功率，均能提高飞轮的容许不均匀系数， 从而降低所需的飞轮能量。式（4-2）用来确定所需的飞轮转动惯量。1432PgSJ 2K2(4-4)2 n60i2 3.14 144060 4.9630.3rad / s153.2电动机功率和飞轮的计算方法1.电动机功率的计算影响曲柄压力机主传动的电动机功率和飞轮尺寸的因素较多，因而很难精确 计算

27、。此外，电动机功率只能按其系列选用，机器实际采用的电动机功率亦与计 算值存在差别。因此，在工程计算中可以采用更为简便的近似计算方法。NKlPg式中Ki-系数 取其值为0.1 根据上式子J23-63曲柄压力机的电动机功率为:N K1P 6.3KW由此可选取 Y132M 4型电机，其满载转数为1440r/min2.飞轮的计算通用压力机的飞轮能量计算可按式（4-1 ）简化。从该式可以看出，飞轮能 量与工作行程时消耗的能量成比例，而工作行程时所消耗的能量又可近似地认为 与曲柄压力机的公称压力和行程之积。既PgSIT式中 Pg、S分别为压力机的公称压力和行程;J、n -分别为飞轮的转动惯量和角速度;K2

28、 系数，取其为5；式（4-4 ）可改写为2PgSK2可近似的按电动机额定转速下的飞轮转速计算Eo则:J空K22 63 12025 30.323.3kg m2压力机的飞轮能量计算可按简化计算从该式可以看出，飞轮能量与工作行程时消耗的能量成正比。而工作行程时 所消耗的能量又可近似地认为与曲柄压力机的公称压力和行程之积成比例。第四章 齿轮的结构设计及其计算4.1齿轮传动4.1.1传动比的分配（1）总的传动比由前面选取的电动机的情况知：电动机的转速为n=1440转/fen,滑块的行程次数为40次/分。所以总的传动比为：由式i 14403640（2）分配传动比由式P飞16式中b i2分别为带传动和齿轮的

29、传动比。为了使V带传动外轮廓尺寸不致过大，初步取i 4.96 ,则减速器传动比为：ii 2ii364.967.3(1)各轴的转速飞轮轴n1n1440290.3r/mini14.96曲轴n2n1290.339.8r /mini 27.3(2)各轴的输入功率高速轴PIPd16.3 0.945.92kw曲柄轴pp, 1 2 5.92 0.98 0.98 5.69kw(3)各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩Td 9550 旦 9550-641.78KN mn1440I-II轴的输出转矩飞轮轴TI 9550 丛 9550-52 191KN mnI290.3曲轴TP9550一5 6995505691432.

30、5KN mn?39.84.2齿轮传动的设计4.2.1齿轮设计计算(1)选择材料及确定许用应力174.1.2压力机传动系各轴转速、功率、转矩计算故H1】 =严ZN1SH710MPa 1.021724MPa18假设工作情况为：双班制连续工作，使用时间10年，每年工作250天。 据参考1,查表9-5，小齿轮选用40Cr调质处理，大齿轮 选用45钢调质处理，HBS2=217255.计算时取HBSZGO, HSB2 =230.（2）按齿面接触疲劳强度初步设计由式（参考1）9-23fKT（u 1）d 766 3 -2飞 d H u1）小齿轮传递的转矩T1=191N- m2）齿宽系数d.由表9-10 （参考

31、1）知，软齿面，悬臂布置取 d.=0.43）齿数比u=7.34）载荷系数K,选K=25）确定许用接触应力H由式（参考1） 9-29H limH= ZNSHa. 接触疲劳极限应力Hlim由图9-34c （参考1）差得，Hlim1=710MPaHlim2=580MPa（按图中 MQ查）b. 安全系数SH由表9-11 （参考1）查得，取SH=1c.寿命系数ZN由式9-30 （参考1）应力循环次数N=60ant式中 a=1，n=290.3，t=10 250 8h 2 40000hN 1=60ant=60 X 1 X 290.3 X 40000=6.97 X 108N2= N1 / i =9.5 107

32、查图9-35 （参考1）得，ZN1=1.02, ZN2=1.15（均按曲线1查得）H2)H lim 2 7Z N 2SH 2580 1.151667MPadi7663KT1(u 1)d H2U7662 191 (7.3 1)30.8 66727.399.58mmb计算模数。吧詈7.7取标准模数m=8c.计算分度圆直径d1 mzi 8X 13= 104mm 100mm (合格)d2 mz28X 95=760mm1d.计算中心距。a守1d2)丄(104 760)2432mm6）计算小齿轮分度圆直径d1取整100mm7）初步确定主要参数由于Z1 13 17，所以此齿轮为变位齿轮，取 X1 =0.3，

33、 X2=-0.3a.选取齿数。z1=13, z2=uzi=1 = 13X 7.3=94.9 取整 95e.计算齿宽。b= d d1 =0.4 x 104=41.6mm整取 b=42mm(3) 验算齿面接触疲劳强度由式 9-21 (参考 1) HZEZHZ . 2000KT13(u 1) HVd d13u1)弹性系数ZE。由表9-9 (参考1)查得，ZE =189.8 MPa2)节点区域系数ZH。由图9-29 (参考1)查得，ZH =2.5。3)重合度系数Z。1111由1.88 3.2()1.88 3.2 ()1.6z1 z213 95则 Z 4. 4 1.60.89334)载荷系数 K。K=K

34、A KV KH KH19Ft2000T1d12000 1043673N1.25 367310910042由前可知Z =0.89a.使用系数KA。由表9-6 （参考1）查得KA =1.25b.动载系数KV O由Vdn3.14 104 209.3,1.58m/s O60 1000 60 1000查图9-23 （参考1）KV=1.13 （初取8级精度）Oc.齿向载荷分布系数KH。由表9-7 （参考1）,按调质齿轮，8级精度，悬臂布置，装配时不作检验调整，可得b 2 b 23KH =A B16.7() () C 10 b*d142 2 42 23=1.23 0.18 1 6.7()2()2 0.61

35、10 3 42 1.32104104d. 齿间载荷分配系数KH。由表9-8 (参考1)，先求则 KH =1/ Z2 =1/ 0.892=1.27故 K=KA KV KH KH =1.25 X 1.13 X 1.32 X 1.27=2.375)验算齿面接触疲劳强度Z2000K(u 1)HZEZHZ1dd13u=189.8 X 2.5 X 0.89 . 2000 2.37 号(7.3 1) =633.5MPa100N/m查表9-8，知KF 1.2 故 K= KA KV KF KF =1.25 1.13 1.16 1.2=1.973） 齿形系数YF。由乙=13, Z2=95,查图9-32 （参考1）

36、,得YFHI =2.6 ,YFH2=2.334） 齿根应力修正系数Ys。由zi =13, Z2=95,查图9-33 （参考1）得，YS/1.63 , Ysa2=1.725） 重合度系数 Y。Y =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.6=0.726） 许用弯曲应力F。由式9-31 , F尹YNYX。式中弯曲疲劳极限SF应力 Flim，由图 9-36C （参考 1）,查得：Flimi=600MPa Flim2=430MPa（按MC差值）；安全系数SF ,由表9-11 （参考1）取SF=1.25 ;寿命系数 YN,由 Ni=6.97 1 08, N2=9.5 107 ,查图 9-37 （参

37、考 1）,得YNi =0.9, YN2 =0.9,尺寸系数 YX ,由 m=8mm查图 9-38 , YXI YX2 =0.98则Fi込YNIYXI 600MPa 0.9 0.98 423MPaSF1.258）验算齿根弯曲疲劳强度F1=423MPa66MPa 2.33 1.72F2F1YFa2YSa2 /“FalYsal)66 MPa F2)=303MPa2.6 1.63故弯曲疲劳强度足够(5)确定齿轮的主要参数级几何尺寸Z1=13， Z2 =95, m=8mm分度圆直径d1=mz1 =8 13=104d2 =mz2=895=760齿顶圆直径da1m(z*2ha2x)8 (13 21 2 0.

38、3)=124.8mm取 125mmda2m(z*2ha2x)8 (95 212 0.3)771.2mm取 771mm齿根圆径d f1m(z*2ha2c*+2x)=88.8mm取 89mmdf2 m(z 2ha 2c +2x) =735.2mm 取 735mm齿宽b2 = b=42mmb| b2(5 10)mm42(5 10)mm 47mm 52mm 取b1 =50mm1 1中心距 a -(d1 d2)(104mm 760mm) 432mm名称模数压力角分度圆直径齿顶圆直径表4-2齿轮的几何尺寸计算公式结果/mmm820d1=mz1104d2 =mz2760da1 m(z 2ha 2x)da1=

39、125法面齿顶咼系数h a 1da2=771齿根圆直径d f1 m(z 2ha 2c +2x)89df2 m(z 2ha 2c +2x)735中心距1a (d1 d2)2432齿宽b2 b42bb2 (5 10)50齿顶咼ha(h； x)m10.4齿根高* *hf(ha c x)m7.6h 1C 齿轮的结构设计小齿轮由于内径较小，齿顶圆直径da200500时，可将齿轮制成腹板式结 构。22第五章皮带和带轮的设计和计算5.1带传动的计算(1)计算功率pc计算功率Pc是根据传递的功率，并考虑到载荷性质和每天运转的时间长短等因素的影响而确定的，即：Pc 二 kA Pg (6-1 )

40、式中：Pc 计算功率，单位为KWP g传递的额定功率(电动机的额定功率)单位为 KW23kA 工作情况系数，kA可由参考（3）第54页的表4-6查出，由于工况载 荷变动较小，可选kA =1.2 ；所以有：pc KAR 1.2 6.37.56KW（2）选V带的型号可用普通的V带，根据pc和n,选择V带的型号，在 A B的交接处，离A 较近，选择A型号的。（3）求大、小带轮的直径d2、di取di=126 由参考（3）查表4.7取得d2=i di=126 4.96=625mm 由参考（3）按表 4.7 取圆整 d2=630mm按表 13-7， d21240mm设计实际传动比24L。2a (d1d2)

41、 dj24a1134 2(126 163)(630 126)2 =3511mm4 1134查表查表4.3参考(3)，选用Ld =3650mm再计算实际的中心矩a aLdL021134365035112=1204mm(6)验算小带轮的包角25(4)V带的速度d1n13.14 126 1440 ，v 1 19.5m/s60 1000 60 1000带的速度在5 25 m s范围，合适(5) 求带的基准长度Ld和中心距a初选中心矩a。1.5(d1 d2)1.5(126630)1134mma01.5 d1 d21.5 265 12402257.5mm取 1134,符合 0.7 d1 d2a0 2 d1

42、 d2则带长：Wm2 n60iWm2 n60i2 3.14 144060 4.9630.4rad /s26a1180 色勺 57.3180630 120 5703a1204155.9120 合适（7）V带根数z根据n和d1，由表4.5参考（3），p01.93kwPo为单根带的传动功率查表4.5参考（3），功率增量 p00.17kw由参考（3） 表 4.3， kL1.17， 参考（3）表4.8知,ka0.95所以,Pc z(P0P0 ) ka kL7.563.3(1.93 0.17) 0.95 1.17（8）求作用在带轮上的轴上压力FQ查表4.2参考（3），得q=0.1kg/m,单根V带带的初拉

43、力取z=4500 7.65l 500 Pc / 2.6F0( /zv Ka21) qv4 9.52.52(1)0.1 0.95168.2 N0.95作用在轴上的压力FQ2zF。2 4 168.21345.6 N5.2设计皮带轮5.2.1计算平均转速Wm，和皮带轮的转动惯量J在设计皮带轮时，首先必须知道其平均转速Wm，和皮带轮的转动惯量J1、计算皮带轮的平均转速Wm可以近似地按电动机额定转速下的 飞轮转速计算,由公式EoIjw22、计算皮带轮的转动惯量压力机的飞轮能量计算可以按简化计算从该式子可以看出，飞轮能量与工作行程时消耗的能量成正比，而工作行程 时所消耗的能量又可以近似地认为与曲柄压力机的

44、公称压力和行程之积成比例。 由式子PgSEoK2或可以计算出转动惯量的大小上式子可以改写成为K22PgSK2W2mK2 -为系数，取值为3;则转动惯量2FgsK2W2m2 63 12023 30.45.5kg m25.2.2 计算皮带轮缘的厚度因为带有轮辐的飞轮的轮毂和轮辐的质量很小， 回转半径也较小，近似计算 时可以将它们的转动惯量省略掉，而认为飞轮质量 m集中在轮缘上。27PgSda 3所以m JG)265.5 4 10630255.43kg28表5-1 普通V带轮的轮槽尺寸槽型bphaminefhfminS min0A112.7515 0.310 28.76190由上表可知:B=3 e

45、2 f 3 15 2 10 65mme, f根据V带轮的轮槽尺寸选取由:d2 2J吩)可知:m J(-2)2d2H-轮缘的厚度；B-轮缘的宽度；d叶-飞轮的直径。5.3皮带的张紧的方法安装新皮带时为了保证必要的了、处拉力，皮带需要张紧；同时，皮带经过 了一段时间使用以后，会因拉长而变松，这时摩擦力变小，传动不正常，也需要 再张紧，以保证带的正常工作。压力机常用的张紧方法由两种。这两种方法都是用改变皮带轮中心距来达到 张紧皮带的目的的。第一种，电动机装再滑轨上，只要拧动调节螺钉，即可张紧 皮带。第二种，电动机装再可摆动的摆架上，松开调节螺母，使得摆架绕心轴向 顺时针方向摆过一个角度，再拧紧调节螺

46、母，就可以实现张紧皮带。为了补偿皮带的伸长，中心距所需要增加的最大数值为：VA 0.03L式中L-皮带的计算长度。可根据VA值来设计张紧装置的移动量。29则m55.43H622.41 mmd?B3.14630657.210式中：-材料的比重（kg/m3）,铸铁H可知d2B第六章轴的结构设计及其计算6.1飞轮轴的设计轴的设计应满足以下几方面要求：在结构上要受力合理，尽量避免或减少应 力集中；足够的强度（静强度和疲劳强度）；必要的刚度；特殊情况下的耐腐性 和耐高温性；高速轴的振动稳定性及良好的加工工艺性；并应使零件在轴上定位可靠、装配适当和装拆方便等。6.1.1按扭矩初步确定轴的直径根据式2-21

47、参考（2），可得当量力臂3054(sin 23. 52Mp因为i=7.3, =0.98，轴的材料为40Cr调质，单边传动，所以飞轮轴所需传26400kg mm0 10 05汕2 2352 ) T114 (10.1) 144 0.1 120 30mm=3cm公称压力角 =23 52曲柄半径R=54mm曲柄颈直径d A 122mm连杆球头直径 dB(1.29 1.79) Pg取dB=120mm曲轴所需传递的扭矩为Pg% 63 103 3 1.89 105kg mm递的扭矩为51.89 107.3 0.98最小直径d 3 Mn * 264006.9cm 69mm 0.2 n 0.2 400由参考（2

48、）表5-2取较低的n值，因为轴上开有键槽，一般开一个键槽 的时候，轴的直径增大 4%5%,所以d=69+69（4%5%） =71.872.5mm 取 d=12mm6.1.2确定轴的结构1） 轴的左端是飞轮，右端是小齿轮，两者之间是轴承2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。从左边看，第一段轴的直径为最小直径 72mm，长度为飞轮的宽65mm，第 二段安装有轴承，综合安装条件，取直径为 80mm，长度为120mm，第三段轴， 为安装方便，直径取82mm，长度取30mm，第四段无零件安装，但为了整体安 装方便，直径取为80,长度取为645mm，第五段亦为考虑安装的方便，取直径31mqR(s

49、insin2 ) d0(1)d A d B 式中大齿轮对小齿轮的法向力为Pn2.13Mimz12598kg / cm为82mm,长度为45mm,第五段安装有轴承，直径取为80mm,长度为105mm, 最后一段的直径亦为最小直径即 72mm,长度为小齿轮的齿宽50mm。6.1.3按弯扭联合作用核算轴的强度飞轮轴上有两个作用力，一个是齿轮作用力，一个是皮带作用力。式中 m=8, zi=13,小齿轮所需的扭矩 Mi Mn 26400kg - mm2.13 26400所以pn3600kg1.2 13皮带对轴的作用力为Q=2zs0 sin 12式中z皮带的根数，由前知z=41小皮带轮的包角，由前知 1

50、= 156s。一单根皮带的初拉力，查表 4 9参考（2）,取S0=12所以Q=94kg比较Pn和Q可见，皮带作用力比齿轮作用力小得多，可以忽略不计。忽略皮带作用力后，轴的受力情况如图5-10所示图中R1和R2是支座反力，由于I-I截面最危险。下面核算I-I截面的强度其中 Mw=3600 8.5=30.6 103kg - cm由弯矩产生的最大弯曲应力3M w30.6 1033= 0.1d30.1 83322258kg / cm取=1800kg/cm2,dR1,所以只需计算支承2轴承的寿命和静负荷。对于支承2,每个轴承收的实际径向负荷为X0 =0.5, Y0 =0.8, C0 =13200kg因为

51、齿轮是直齿，所以忽略外载作用于轴承上的轴向力Ka，据参考（2）表5-26和表5-25知道轴承受的实际轴向负荷为34n nS2rFr35822 1.51194kgamrm0.35 e 0.41194崗 Fa 3 C 13003由参考（2）附表9得知，在此情况下，当量动负荷应为 P=Frm1194kg因为C H500 9.6,n290.3r/min ，所以据参考（2）表5-23可以额定寿命 P 1194Lh =25000小时，寿命要求符合。由于曲柄压力机中的轴承工作时承受冲击载荷，因此还应校核轴承的静负荷据式参考（2）5-25得P0X0Fr Y0Fa 0.5 3582 0.8 1194 2746，

52、其中P0Fr 3582因为3582kg2746kg,所以当量静负荷为P。3582kg由表5-21参考（2），查得安全系数0=1.3所以据式5-24参考（2），得n0P01.3 35824657kg C13200kg静负荷负荷要求。6.2曲轴的设计6.2.1曲轴的结构示意图35根据经验公式do= (1.381.58 ) . Pg按平均值取1.44 Pg所以 d 0=1.44 . Pg =1.44 . 63=11.4cm2)其它各部分尺寸曲轴各部分名称代号经验数据实际尺寸（cm曲柄颈直径dA(1.111.40)d。14.4曲柄颈长度IA(1.3O1.43)do15.7曲柄两臂外侧面间 距lq(2.

53、30 2.48)d027.4曲柄臂的宽度B(1.2 1.39)d015.3曲柄臂的直径D(1.67 1.80)d020.3曲柄半径r(1.50 2.20)d05.4圆角半径10(0.080.11)d013）曲轴强度的计算由于曲轴的危险截面是曲柄颈的 A-A截面和支承颈的B-B截面，如图所示1）支承颈直径do36MwwWPgIA 8r)4 _0.1dA363 104(27.4 15.78)30.1 14421038kg cmMnPgmq6.3 1030.2 11.432639kg cm在A-A截面上除了受弯矩Mw的作用之外，还受扭矩的作用，应该按弯扭联合作用计算强度。但是由于在标准行程的压力机上

54、，A-A截面所受弯矩比扭矩大 的多，所以，忽略扭矩计算出来的应力与考虑扭矩计算出来的应力差不多， 所以 据参考（2）式5-11查表5-15参考（2），取=1400贝Uw 合适B-B截面上也受弯扭联合作用，但此处和A-A截面相反，扭矩比弯矩大的多, 所以，忽略弯矩的影响。所以据式 5-13参考（2）B-B截面的最大扭转应力为查表5-15参考（2），取n=1000,则n n合适la+4rPA A0.4dAIq la 8r0.4 14.43 140027.4 15.7 885 103 kg85t37p B Bmq1)选用滑动轴承。2)材料的选择：选用ZQSn6-6-33)核算由前面知道, 轴瓦的内径

55、d=11.4cm,轴瓦的工作长度l=15.7cm,曲轴转速n=40r/min核算比压因为P63 10331.5 103kg因为vz231.5103411.4115.7核算pvdn2/cm P2250 kg / cm所以pv60 10011.4 4042kg m/cm17660 100核算结果表明轴承的发热情况不严重。s FV90 100kg m/cm2 s3q02do n2 11.4100099 103kg 99t注：由前知道mq =3这两个值均大于公称压力Pg ( =63t ),因此强度符合要求。6.2.3曲轴支承颈轴承的选用和计算第七章 离合器、制动器的设计、选择7.1离合器的选用38a.

56、Pg所以Pb.60100 dn开式压力机上广泛采用的离合器有刚性离合器和圆盘摩擦离合器，其主要类型如下：目前，常见的刚性离合器有嵌牙离合器、滑销离合器和转健离合器。刚性离合器主要的优点是结构简单紧凑、制造维修方便。但是由于受到爪齿、滑销和 转键等连接件零件强度的限制，因而能传递的扭矩不大；其次，在离合器轴转速 处于较高的情况下，刚性离合器在接合时会产生很大的冲击， 离合器的连接零件 常常易于磨损和损坏；此外，刚性离合器只能允许滑块停止在上止点的位置，而不能进行寸动行程。显然刚性离合器是有很多不足之处，在应用上有一定的局限性。但是对于小型低速开式压力机来说，相应这些矛盾并不十分突出。因为：其一，

57、传递扭矩并不很大；其二，在安装和调整时，用人工转动飞轮还是比较容易实现的；其三，为了减低离合器结合时的冲击速度，刚性离合器一般直接装在低速的主轴上，同时离合器的连接零件尽可能靠近轴心的位置。更主要的是由于刚性离合器的机构比较简单，便于制造和维修，又离合器操作无需压缩空气能源，所以刚性离合器是比较广泛应用在 100吨以下和滑块行 程次数200次/分以下的开式曲柄压力机上。通过上述所述，结合所设计压力机的型号和功用，采用转健离合器。7.1.1双转健离合器的结构双转健离合器中，转健之一是主键（又称工作键）用以传递工作扭矩；转 健之二是副键（又称辅助键）用以防止曲轴对飞轮或传动齿轮的超前，以及调整 时可使曲轴反转。39如图所示:图上，离合器是安装在曲轴的右端上， 离合器的主动部分有飞轮2,中套3 （用7键固定在飞轮上）和青铜衬套 5、6 （各压入飞轮端孔内）等组成。从动 部分有曲轴和内外轴套1、4 （用键固定在曲轴上）等组成。中套的内孔有四个 半圆槽。内外轴套内和曲轴上亦各有两个轴线互相垂直的半圆槽，两个半圆槽组合成为安插两转健（主键8和副键9）用的孔。转键的两端为圆柱形，可在轴与 轴套所形成的圆孔内转动；转健中段截面为半圆形，键的里边与轴上的半圆槽配 合，外边与轴形成一个整圆。主键和副键传动的方向是相反的，它们的动作是互 相联锁的，因此在