曲柄压力机设计论文

1、1冃 ij 612选題背景22. 1课题来源22.2研究目的与意义22. 3国内外现状及发展趋势22.3. 1国内外研究现状22. 3. 3发展趋势32. 3. 3存在主要问题及今后看法43方案论证53. 1设计原理53. 1. 1传动系统的布置方式53. 1.3传动级数和各速比的分配53. 1.3确定离合器和制动器的安装位置63. 2总体设计方案的确定64设计过程论述84. 1压力机中主体机构尺寸参数的确定及运动分析84. 1.1对心曲柄滑块机构的尺寸参数确定及运动分析84. 1.2偏置曲柄滑块机构的尺寸参数确定及运动分析114. 2压力机主体机构的选择144. 3电动机的选择174.3.

2、1压力机功能组成及总功174. 3. 2电动机型号的选择184. 4压力机传动装置的总体设计194.4.1确定传动装置的总传动比和分配传动比194.4.2传动装置的运动和动力参数的计算194. 5压力机主要零部件的设计计算204.5. 1飞轮转动惯量的计算204.5.2 v带轮的设计214.5.3齿轮的设计计算234. 5. 4曲轴尺寸参数的确定及强度校核284.5.5曲轴轴承的设计计算304. 5. 6传动轴的设计计算315曲轴有限元分析3951模型的简化3952模型的生成4053单元的选择405. 4网格的划分405.5约束条件425.6力的施加425. 7ansys计算结果与理论计算结果

3、的比较错误！未定义书签。6润滑方式的选择447结束语488参考文献499附录5()摘要曲柄压力机是以曲柄传动的锻压机械，适用于板料的冲孔、落料弯曲、线拉 伸及成型等工作。床身可作适当倾斜，以便于把冲压的成品或铁屑等物，依靠口重 滑落，若装上动送料机构，则可以推行半口动冲压工作，一般用于农业机械、电 气工业、汽车、拖拉机工业等用途较为广泛。这篇论文介绍了设计压力机的设计过程，从确定传动方案开始，到压力机主体 机构的尺寸参数确定和运动分析，在到电动机选择，最后压力机传动系统主要零部 件的设计计算。此次通过对对心、止偏置、负偏置曲柄滑块机构的运动分析及相互z间的比较, 选则合适的机构来达到设计目的。

4、电动机的选择采用了比较好的计算方法，通过对 计算压力机在一个工作周期所消耗的能量a以及齐部分能量消耗的组成来选择电动 机。由于冲压工件时冲击较大，传动系统中釆用了变位齿轮，提高了齿轮的承载能 力和耐磨性能。通过这些前期的设计过程，还有借助autocad, ansys等辅助分 析软件，就能设计出比较合理的压力机。关键词曲柄压力机；冲压；结点偏置；曲柄滑块机构；变位系数；强度校核abstract crank press is a metal forming machinery which is driven by crank, and it apply to sheet-metal press w

5、orking, blanking blending, line drawing, metal forming etc. bed may lean by adjustment appropriate angle in order to make the press work, iron chippings and so on, slip by their gravity, if crank press is equipped with automatic feed mechanism, you can implement semi-automatic punching- generally th

6、is press is used for agriculture machinery, electric industrial automotive, tractor industrial and so on.this article describes the design process about the press design. from the beginning of determining the transmission scheme, andthen to determine press9s main bodies of the size parameters and mo

7、tion analyze, next to the motor selection , finally, the main components of transmission system design calution.this time have conducted a thorough research on centric,positive offset, negative offset slider-crank mechanism" s motion analysis and comparison each other , and then choose the appr

8、opriate mechanism to achieve the goal. motor's selection has used a relatively good method, calculated by the press in a working cycle of the energy consumption a and the composition of the various parts to select motor. as theimpact of largestamping parts, drive system usedthe profile modified

9、gear, increased gear bearing capacity and wear-resitingproperty.through these early process, as well as with the help of the autocad, ansys, and other auxiliary design analysis software, we can design a very reasonable press.keywordscrank press stamping node offsetslider-crank mechanism modification

10、 coefficient strength check前01前言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。开式曲柄压力机是曲柄压力机的一个类别，其特点是貝有开式机身（即c形 机身）。开式曲柄压力机因具有开式机身，与闭式压力机相比貝有其突出的优点，工 作台在三个方向是敞开的，装、卸模具和操作都比较方便，同时为机械化和口动 化提供了良好的条件。但是，开式压力机具有英缺点，由于机身呈c形，工作时 变形较大，刚性较羌，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、下模具间隙的均匀性，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

11、泛采用。它是板料冲压生 产中的主要设备，可由于冲孔、落料、切边、弯曲、浅拉伸和成形等工序，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，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% o众所周知，制造业是一个国家经济发展的重要支柱，其发展水平标志着该国 家的经济实力、科技水平和国防实力。压力机是机械制造业的基础设备。随着社 会需求和科学技术的发展，对机床设计耍求越來越高。尤其是模具制造的飞速出 现，使机床向高速、精确，智能化的方向发展。因此，对压力机的精度和生产率 等

12、各方而的要求也就越来越高。有必要对压力机进行进行优化设计，例如对压力 机主体机构尺寸参数、运动分析、传动系统等进行优化，设计出低成木、高精度、 高效率、节能的曲柄压力机，这些都是我们值得探讨的。jb2335a型35吨开式双柱对倾压力机设计2选題背景2.1课题来源生产实际2.2研究目的与意义曲柄压力机是以曲柄传动的锻压机械，适用于板料的冲孔、落料弯曲、线拉 伸及成型等工作，床身可作适当倾斜，以便于把冲压的成品或铁屑等物，依靠口 重滑落、若装上自动送料机构、则可以推行半自动冲压工作，一般用于农业机械、 电气工业、汽车、拖拉机工业等用途较为广泛。为了满足小批量和单件生产经济上的合理性，要求生产具有更

13、大的柔性、工 艺设备具有万能性。近1015年内，曲柄压力机仍是大批量或大量生产的企业体 积模锻和板冲车间的主要设备，但在总台数中的相对数量未必会增加。设备的改 进，设备的性能（包括生产率）的改善，以及设备价格的提高，但是仍然要用不 同的方法加以改进。所以提高生产率，改进冲压件质量（首先是他的形状和尺寸精度），实现动 化，以及根木改善操纵条件和工作地点的舒适性等都是需要研究和优化的。2. 3国内外现状及发展趋势2. 3.1国内外研究现状国内目前现状，机械压力机的正规专业和兼业生产厂共23个，1978年机械压 力机品种（只包括一机械系统的正式产品）共30个系列达160余种，产量占整个 锻压机械年产

14、量的49%,其中开式压力机占70%,大、重型机械压力机占3%o 在这期间，上海锻压机床厂、上海第二锻压机床厂、济南第二机床厂及徐州锻压 机床厂等机械压力机制造厂进行了技术改造和扩建，生产能大大提高。设计科研 队伍口益扩大，开展了机械压力机的三化及科研工作，老产品亦不断进行更新换 代。例如，济南第二机床厂对13中产品至今共进行了 23次更新，有的产品以前 后更新多次，如160吨闭式双点压力机共更新了三次，产品性能及质量精益求精。选题背景现在已具备齐有设计和制造大型复杂机械压力机的能力，某些产品以接近或赶上 世界先进水平。在汽车、航空航天、电了和家用电器领域，需要大量的金屈板壳零件，特别 是汽车行

15、业要求生产规模化、车型个性化和覆盖件大型一体化。进入21世纪，我 国汽车制造业飞速发展，面对这一形势，我国的板材加工工艺及相应的冲压设备 都有了长足的进步。汽车覆盖件是标志汽车质量的最重要板金零件，是大型冲压件的典型件，其 生产目前主要有两种方法：一是由多台大重型机械压力机配以口动化机械手，组 成自动化柔性冲压生产线；二是应用大型多工位压力机生产。国外口前现状，曲柄压力机，近30年来主要以批量生产在板冲和模锻中被广 泛使用，专门化程度越来越高，朝着高速度、高精度、动化方向发展，普遍采 用cnc控制。但今年，多品种少量生产势头在国外越益强劲，要满足其经济上的 合理性，就要求生产具有更高的柔性，工

16、艺设备具有更大的通用性。在这种背景 下，国外压力机设计、制造者们、在传统的机械压力机上经反复各种尝试，最近 终于设计制造出一些具有新创见的压力机面市。这些压力机，在结构上各有其独 到z处，可适应多变的工艺过程，通用性大，具有更高的柔性。其屮机械驱动源 的液压化、兼容机械压力机和液压机双方优点，体现了未来压力机的突出特征， 例如球头连杆压力机，机械一液压压力机，液压一机械压力机等。2. 3. 3发展趋势在锻压装备中曲柄压力机最多，占全部的50%以上，是板料冲压生产的主打 设备。它们主要用于冲裁、落料、切边、弯曲、拉延和成形等加工工序，在汽车 农机、电子。电器仪表、国防工业及h用平等航和有广泛的市

17、场。据有关质料介 绍，用机械压力机生产的零件，在汽车行业中，对卡车占总零件数的4555%, 对轿车、大卡车为6075%,在电机电器行业中占6080%,在无线电行业中占 85%,在日用制品行业中占98%。随着新工艺新设备的不断岀现，一些复杂的特 殊零件可以直接成形。用机械压力机加工的板料冲压代替的铸件和锻件，根据零 件结构和形状的不同，其生产成本可降低5070%,零件重量减轻3050%,材 料消耗量减少3060%ojb2335a型35吨开式双柱町倾压力机设计20世纪前期，由于汽车工业的兴起，曲柄压力机以及其他锻压设备得到了迅 速发展，在逐渐融入新技术、新材料后，更推动了曲柄压力机的发展。传动系统

18、 是曲柄压力机的重要组成部分，其作用是将电机的运动和能量按照一定要求传给 曲柄滑块机构。进入21世纪以來，中国锻压机床行业经过技术引进、合作生产及合资等多种 方式的运作，快速地提升了我国冲压设备整体水平。近年设计制造的许多产品， 其技术性能指标已经接近或达到世界先进水平，在宜人性方面也取得了长足进步。 但由于大家都在进步，所以国内产品与国外名牌产品的差距并无明显缩短。因此, 我国冲压设备行业和企业需以战略的思路和有效的措施应对当前的机遇和挑战。2. 3. 3存在主要问题及今后看法三十年来，机械压力机行业发展是很快的，但由于原有基础差，再加上工作 中存在的缺点，机械压力机在产品品种、产量及技术水

19、平还不能满足国民经济的 需要。存在的主要问题有：1 品种短缺严重，关键产品产需孑盾大；2 产品技术水平低；3. 制造质量差，配套件质量差；4产品机械化、自动水平低、成套性差；根据上述存在的问题及国外机械压力机ft前发展动向，对今后工作提出如卜 看法：1 大力发展新品种，尤其是大、重型机械压力机；2 加强科研队伍及试验基地建设，3. 加强冲压工艺的研究；4. 组织专业生产，提高产品的成套性，解决原材料的生产和供应。方案论证3方案论证3.1设计原理3.1.1传动系统的布置方式传动系统的布置方式包括两个方面2：1 上传动/下传动传动系统布置在工作台z上称为上传动，反z为下传动。下传动的优点：（1）压

20、力机重心低，运转平稳，能减少震动和噪声，劳动条件较好；（2）压力机地面高度较少，适宜于高度较矮的厂房；（3）从结构上看，有增加滑块高度和导轨长度的空间，因而易于提高滑块的 运动精度，延长模具的寿命，改善工件质量；（4）润滑系统布置于工作台下，润滑油不会沾到工件上。其缺点是：（1）压力机平面尺寸较大，而总高度和上传动相差不多，故压力机总重量比 上传动的约大1020%；（2）检修传动部件时不便于使用车间内的吊车；（3）放置传动部件的地坑深，地基庞大；总体造价较高。目前市场上已上传动压力机居多，但下传动压力机在个别领域仍占有优势，如 食品、橡胶等行业。2. 曲轴横放/纵放压力机传动系统的曲轴平行于压

21、力机止面的为曲轴横放，垂直于正面的为曲 轴纵放，一般在小大型压力机上采取曲轴纵放（偏心齿轮结构），甚至在个别小型 压力机上也采取这种型式。曲轴横放主要适用于大台面压力机（通常为双点压力 机）。釆取曲轴纵放和横放没有严格的要求，要综合考虑零件的冲压工艺，成本等 因素来选择。3. 1.3传动级数和各速比的分配jb2335a型35吨开式双柱町倾压力机设计压力机的传动级数与电动机的的转速和滑块每分钟的行程次数有关。行程次 数越低，总速比大，传动级数就应多些否则每级的速比过大，结构不紧凑；行程 次数高，总速比小，传动级数可少些，现有压力机传动系统的级数一般不超过四 级。行程次数在70次/min以上的用单

22、级传动，7030次/min的用两级传动， 3010次/min的用三级传动，10次/min 卜-的用四级传动。各传动级数的速比分配要恰当。通常三角皮带传动的速比不超过68,齿轮 传动部超过79。速比分配时，要保证飞轮有适当的转速，也要注意布置得尽可 能紧凑、美观和长、宽、高尺寸比例适当。3. 1. 3确定离合器和制动器的安装位置单级传动压力机的离合器和制动器只能置于曲轴上。采用刚性离合器的压力机，离合器应置于曲轴上，这是因为刚性离合器不宜 在高速卜工作，而曲轴的转速较低，故离合器置于曲轴上比较合适。在此情况下, 制动器必然也置于曲轴上。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

23、可置于 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要的功和离合器结合时所消耗的摩擦功都比较小，因而 能量消耗较少，离合器工作条件也比较好。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。因此，摩擦离合器的合理位置应视机器的具体情况而定。一般来说，行程次 数较高的压力机（如模锻压力机）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，离合器工作条件也较好。行程次数较低的压力 机（如小大型通用压力机），由于曲轴转速低，最后一级大齿轮的飞轮作用已不显 著为了缩小离合器尺寸，降低其制造成本，并且由于结构布置的耍求，离

24、合器多 置于转速较高的传动轴上，一般是飞轮轴。制动器的位置则随离合器位置而定。 因为传动轴上制动力矩较小，可缩小制动器的结构尺寸。32总体设计方案的确定根据以上设计原理及此次设计原始数据综合考虑，曲柄压力机传动系统选择方案论证2级传动，一级带传动，大带轮兼做飞轮用，一级齿轮传动，齿轮悬臂放置，刚性 离合器和制动器均在曲轴上，曲轴横放，大带轮兼做飞轮用，齿轮悬臂放置。总 体传动方案如图1所示。齿轮图3. 1曲柄压力机总体传动方案jb2335a型35吨开式双柱可倾压力机设计4设计过程论述4.1压力机中主体机构尺寸参数的确定及运动分析设计原始数据：滑块行程h= 100mm,滑块行程次数n二40次/分

25、。压力机主体结构一曲柄滑块机构是曲柄压力机工作机构屮的主要类型，这种机 构将旋转运动变为往复直线运动运动，实现齐种冲压加工工艺，并直接承受工件变 形力。同时，机构貝有放大作用（即工作载荷大于传动系统输入的作用力），满足压 力机瞬时峰值力的耍求。曲柄滑块机构代表曲柄压力机的主要特征，它的运动分析 是设计和强度校核的基础，也是静力学分析的基础。曲柄滑块机构根据运动机构的 布置特征，一般分为对心、止偏置、负偏置曲柄滑块机构。这三种不同的结构类型, 由于其具有不同的运动速度特征，而分别应用于不同的压力机屮。曲柄滑块机构的运动简图如图2所示，0点表示曲轴的旋转中心，a点表示连杆 与曲柄的连接点，b点表示

26、连杆与滑块的连接点，oa表示曲柄半径r, 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v作直线运动。4. 1.1对心曲柄滑块机构的尺寸参数确定及运动分析1.滑块位移图4. 2为对心的曲柄滑块机构的运动关系简图。（所谓对心，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和连结点的连线上。）滑块的位移和曲柄 转角z间的关系可表达为5 = (/? + £)-(/? cos a + l cos “)x. n rsinamsin b lar .令一=2l而sin 0 = 2 sin a cos 0 = jl - sin，/3整理得$ = /?(1 - cos a) +

27、丄(1 一 vl-a2sin2«)(1)a由于2 般小于03,对于通用压力机，兄一般在0.102范围内，故公式(1)公式（1）变为则厶而云462072jb2335a型35吨开式双柱可倾压力机设计 图式中s滑块位移，从下死点算起，向上方向为止，以下均相同；r曲柄半径；q曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反为正，以下均相同;2连杆系数。(2 = 其中厶是连杆长度，当连杆长度可调时，取最短时数值。)l2.滑块速度v = = cor(sn tz+sin 2a)l (3) dt2式中v滑块速度，向卜方向为正；卜同。co曲柄角速度；co = 17rn斤曲柄转速，亦即滑块行程次数。3 滑块加

28、速度(4)a = - = -co= 0.1082r(cosa + acqs 2q) dt式小q滑块加速度，向下方向为正，下同。4. 参数确定由上述分析，结合运动关系简图可知，当 6z = 0°时s=0； a = 180° 时 s=2r；hr = =50 mm5. 滑块的运动分析详细分析数据见附件2。曲柄旋转一周的过程屮，从0。开始每增加15° ,由公式(2) (4)得，位移s, 速度v,加速度随角度变化的情况，如图4所示。滑块的加速度a滑块的速度滑块的位移s刨熾晨尸(<e)赳遇厂(图4. 3 对心曲柄滑块机构滑块位移速度及加速度曲线4.1. 2偏置曲柄滑块机

29、构的尺寸参数确定及运动分析1滑块运动分析图5、6分别为正偏置、负偏置曲柄滑块机构的运动简图，1) 止偏置情况图5所示：滑块位移:s = /?(1 -cosa) + (sincr + )2j111 (5)7 c1滑块速度： v = = /?69(sin(7 + a sincos 6/)111(6)dt2滑块力fl速度：a = -rcocosa + /icos 2a 一 /usin a)111(7)dt2) 负偏置情况如图6所示：只需把上述三式e换成-e代入即得jb2335a型35吨开式双柱町倾压力机设计滑块位移:5 =2-/?(1- cos q)+ (sin 6t-6?)2111 (8)2滑块速

30、度：v：_ds _dt&y(sina + asin2a - aecos«)iu(9)滑块加速度：a-dv- dt=一ra)(cosa + 2 cos 2a + ae sin a)(10)在(5)(10)屮:结点偏置率（£ = £ ）; e结点偏置值。r顺便指出，当曲柄转角等于零度时，滑块位移和速度并不等于零。结点偏置后,滑块的速度曲线就不对称，具有急回或急进特性。bi图5正偏置的曲柄滑块机构运动简图图6负偏置的曲柄滑块机构运动简图例如，釆用负偏置的挤压机，滑块就有急回特性。其工作行程速度较小，有利于冷 挤压工艺。2. 曲柄连杆机构尺寸参数的确定以止偏置为例

31、计算尺寸参数。图7所示，曲柄与连杆重合的两极限位置, 原动件0a处于两极限位置z间的夹角为极位 夹角。通过excel尺寸分析，见附件1,行 程速度变化系数k值优解为1.0112,对应于。在屮 ob2= , ob= , bjb2=h= 100mm ,l=,。由余弦定理:2(l + r)(l r)(11)由勾股定理：(j(厶一+h)2+/ =(厶+ 尺)2( 12)化简得 e =(l r(h -4rl 2(13)v2h由(11) (13)解得：l=460. 629,圆整为 460 mm；r=49. 840,圆整为 50 mm；e=36. 579,i员i整为 37 mm；图 7正偏置曲柄滑块机构处极

32、限位置计算简=0. 734. b 下死点 b? 上死点负偏置情况时的计算与止偏置一样，所以机构尺寸参数相同，只是曲柄滑块的运动特性存在差别。3 偏置滑块的运动分析有关滑块的数据见附件2帼橫晨严(mu)to!橫严图x,图9所示偏置滑块位移速度及加速度曲线滑块的加速度a滑块的速度v滑块的位移ste!1.5000|rir|晨1.00000.50000.0000-0.5000-1.0000-1.5000-2.0000图8正偏置曲柄滑块机构的滑块位移速度及加速度曲线滑块的加速度a滑块的速度v滑块的位移s图9负偏置曲柄滑块机构的滑块位移速度及加速度曲线4. 2压力机主体机构的选择特性,如图10、11、12

33、所示。对心滑块的位移s正偏蓋滑块的位移s 负偏蓋滑块的位移s2e)鰹ffl0.20000.10000.00000.10000.2000图10对心、正偏置负.偏置曲柄滑块机构的滑块位移曲线0.3000对心滑块的速度v正偏置滑块的速度v负偏置滑块的速度v-0.3000图11对心、正偏置、负偏置曲柄滑块机构的滑块速度曲线对心滑块的加速度a正偏蓋滑块的加速度a负偏置滑块的加速度a(电)图12对心、正偏置、负偏置曲柄滑块机构的滑块加速度曲线从位移图，速度曲线图和加速度曲线图可以看出，结点偏置后，其位移、速度、 加速度曲线不在对称。这种位移、速度和加速度特征，对其受力特征同样会有影响。 速度v是转角的函数

34、，从速度曲线可以看出，在工作区间（，结点正偏置后，其速 度比相应的对心的速度大。这时在回程（其速度比相应的对心的速度小，这种速度 特征使得止偏置后的结构在工作时速度快而在回程时速度慢，也就是机构具有急进 的特征。在工作区间（），负偏置后速度比相应的对心的速度小，同时在回程屮（，其速 度比相应的对心的速度大。这种速度特征使得偏置后的结构在工作时速度慢而在回 程时速度快，也就是机构具有急冋的特征。由以上分析可知，曲柄滑块机构的偏置特征可以改善圧力机的运动特性（同时 也可以改善其受力状况），从而提高压力机的运动糟度，特别是能适应不同的工艺要 求。正偏置即急进机构，常在平锻机中采用，负偏置即机会机构常

35、在挤压机中采用。此次毕业设计，jb2335a型35吨开式双柱可顷压力机设计采用正偏置的具有 急进的特征的曲柄滑块机构。4. 3电动机的选择4. 31压力机功能组成及总功1. 工件变形功a】(14)(15)a 严 0.315pgzz° /?()= 0.4&j" = 0.4v350 = 7.5mm人=0.315 x 350 x 1 o' n x 7.5 xl 0'3/n = 826.875j2. 拉伸垫工作功a2零fs222丿36(16)3. 工作行程摩擦a3摩擦当量力臂 叫=*（1 +兄）心+加 +如“山心=（1.1 1.4）d°山(17)(

36、18)d)= (4.45)伍取 d()= 4.7 x >/350 = ssmm (19)£=1.2x88 = 105.6"db = 2.7 职百' =2.7 x v350 = 50.5mm| x 0.045 x(l + 0.1082) x!05.6 + 0.1082 x 50.5 + 88 = 4.136mma3 = 0.5mupga=0.5 x 4.736 x 10x 350 xl03x 20°71x丽携9.036丿4. 弹性变形功a4人=-pga/?111pg'350 kn 八a/z =o.s15mmcg400kn / mm(21)(22

37、)4 4x350x100.875x10-153/(23)5. 滑块空程功a5杳表64111得a5=423.333j6. 飞轮空转功a64 = 7v0(r-r,)m(24)查表 64 得n0=3kwf =丄(25)查表 561得 cn=0. 50厶=丄= = 1.25$ (26)n 48次/min1 1t = =2.405(27)ncn48次/minxo. 524 = 0.5kw x (2.4 一 1.25)5 = 575j7. 离合器接合功a7a7=0. 2a8. 总功4 = a + a? + 力5 + a. + a.=826.875j +972.222j + 289.306j + 153.1

38、25j + 423.333j +575j +0.2 a(28)解得 a = 4049.826j4. 3. 2电动机型号的选择(29)(30)电动机平均功率nm =-= 40498267 = 1687.427wt 2.405电动机实际功率 n = knm 查表61得 k取1.3设计过程论述实际选用功率n = 1.3xl687.427w = 2193.656wu2.2()kw (31)又因为，两级或两级以上的传动系统采用同步转速为15()()或10()()r/min的电动 机，单级传动系统一般采用l()()()r/min的电动机。查机械设计手册® ,同步转速为15()()i7min,额定

39、功率ne为2. 2kw的电动机 型号为 y100l_4，满载转速 nm=143()r/mino4. 4压力机传动装置的总体设计4.4.1确定传动装置的总传动比和分配传动比电动机型号为"00厶*，满载转速山=1430r / min。1. 总传动比ia =如=兰卫=29.79(32)“ n 482. 分配传动装置的传动比前面传动方案已确定，采用两级传动，一级带传动，一级齿轮传动，传动方案 如图1所示。ia =也式中仏分别为带传动和齿轮传动的传动比。杳表1常见机械传动的主耍性能，表41，现有通用压力机传动参数，为使v带传动外廓尺寸不致过大，取z0=4.75,则齿轮传动比为：= 6.27 2

40、9.79(33)442传动装置的运动和动力参数的计算传动装置如图1所示1. 各轴转速电动机轴耳)=nm = 1430厂/ min(34)>71430传动轴/? = = 一 =301.05r/ min1i()4.75曲柄轴2.齐轴输入功率=48r/minjjb2335a型35吨开式双柱町倾压力机设计电动机轴输出功率 pd =2.19kw传动轴r=p皿*(35)曲柄轴 £ = £ 7花=p1 77? % = 2.10 x 0.98 x 0.97 = 2.0kw(36)传动轴、曲柄轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率().98,例如传动轴输出功率 p(=p x 0.98

41、= 20x 0.98 = 2.06kw2. 齐轴输入转矩电动机轴输出 t, =9550吃=9550竺_ = 14.63n 加(37)心 1430传动轴t严 t“ zoe%i= 心 77严14.63x4.75x0.96=66.7in 加(38)曲柄轴 7； = 7； ；712 =7； ；72 ?3 =66.71 x6.27x0.98x0.97=397.6in m (39)传动轴、曲柄轴输出转矩分别为齐轴的输入转矩乘轴承效率0. 98,例如传动轴 的输出转矩 =7； % = 66.71 x 0.98 = 65.38/v m。运动和动力参数计算结果整理丁下表：表1运动和动力参数计算结果轴名功率p (

42、kw)扭矩t (n)转速n/min传动比1效率输入输出输入输出电动机轴2. 1914. 631430% =4.75"6.27%. = 0.96%2 = 095传动轴2. 102. 0666.7165. 38301.05曲柄轴2.()1.96397. 61389. 66484. 5压力机主要零部件的设计计算4. 5.1飞轮转动惯量的计算1.电动机在额定转速卜飞轮的角速度皱2x14304.75=3153sd is(40)2.电动机的额定滑差率s°该异步电动机的同步转速4)=1500厂/min ,实际转速心=1430厂/min%) 一心1500 1430-1500-设计过程论述=

43、0.047 (41)3. 速度不均匀系数考虑该压力机需进行拉伸工艺，需要较大的工作能量，故在转了中串如电阻, 使耳=()1，查表67，皮带当量滑差率耳=0.02,系数k=1.3,修正系数 £ = 0.9,贝0 s = 2sk(se + )1 = 2 x 0.9 x 1.3 x (0+ 0.02) = 0.281 (42)5. 最大盈亏工人)+ 人彳 + aj |"=829.875 + 972.222 + 289.306 +153.125 = 2241.528丿(43)4. 飞轮转动惯量九2241.528(31.53)0.281=8.024kg m2(44)4. 5.2v带轮

44、的设计设计原始数据：电动机额定功率pe=2.2kw，转速©=143(k/min,传动比 %=4.27,每天工作8小时。1确定计算功率由表87191,杳得工作情况系数ka=12,故pca = kcap9 = 1.2x2.2 = 2.64kw (45)2. 选择v带的带型根据pca、山由图811选用z型3. 确定带轮的基准直径山|并验算带速v1) 初选小带轮的基准直径。由表8-69表8-8(91,取小带轮的基准直径 ddi=80mmo2) 验算带速v。按式(8-13)验算带的速度龙dj® l9j rx80x1430- nn .v =m / s = 5.99/?i / s (46

45、)60x100060x1000因为5m/s 3() m/s ,故带速合适。3) 计算大带轮的基准直径，根据式(8-15a)9】，计算大带轮的基准直径jb2335a型35吨开式双柱町倾压力机设计dd2cl(l2 = iddx = 4.75x 80 = 380/wh (47)根据表 889, 11 整为 400mmo4. 确定v带的中心距a和基准长度ld1) 根据式(820)9得,336ao96o,初定中心距 ao=500mm02) 由式(8-22)9计算带所需要的基准长度&/0 u2do+£(dd+dd2)+("/"d2)2 %= 2x500 + -(8 +

46、 380) + (38()8() j« 1760mm(48)24x600由表82刃选带的基准长度ld=l800mmo3) 按式(823)计算实际中心距&ld-l/() 191/“c 1800-1760、(q u a()+ =(500 +) 920mm2 2 中心距的变化范围为493a574mm。5. 验算小带轮包角57 s°|9157 5°少 q 180° (g ddl) =180°-(400-80)x= 144.74° > 90°(50)a5206 计算带的根数z1) 计算单根v带的额定功率p。由 ddi=9

47、0mm 和 ne=143()i7min,查表 84a9得 po=(). 346kw。根据nnfmsoiymin, i()=475和z型带查表8一牝得。 查表85得心=0.91，查表82,91得k厶=1.18,于是匕=(% +) kq kf = (0.346 + 0.03)x0.91xl8 = 0.404atw (51)2) 计算v带的根数zp 9j2 64z=h = 22-= 6.53(52)pt 0.404取7根。7计算单根v带的初拉力的最小值(坨)斷设计过程论述由表8-3 5. 3齿轮的设计计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按图1所示传动方案，选用变位直齿圆柱齿轮传动。 3

48、）压力机一般为机床类，速度不高，故选用7及精度（gb1009588）。 2）材料选着。由表101选着小齿轮材料为40cr （调质），硬度为280hbs, 大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240hbs,二者材料硬度差为40hbs。 4）选小齿轮齿数z尸13,则大齿轮齿数z2=i,取z2=82 2. 按齿面强度设计由设计计算公式（10-9）进行计算，即得a型带的单位长度质量q = oakg/m ,所以 （坊馬=500空匚心心+严=500x（2"°91）x2.64十0 ）6x5 99?n=57a6n 0.91x7x5.99应使带的实际初拉力坨（花）間。8 计算压轴力心压轴力的最小

49、值为(54)a 191145°（f几in=2z（耳馬 sin寸=2x7x57.16xsin 2v=763.22v9. v带设计结果如下表所示表2 v带轮设计结果槽型z型带长ld= 1800mm根数7根中心距a=520mm小带伦肓径ddi=80mm人带轮直径dd2=4()0mm带伦结构形式小带伦采用实心式，大带伦轮辐式1) 试选载荷系数«=2。2) 计算小齿轮传递的转矩。由表1中小齿轮传递的转矩/j =6.671x1()4“ 沏3) 由表107，小齿轮做悬臂布置，选取齿宽系数如=0.6。4) 由表10691,查的材料的弹性影响系数ze=is9.smpao5) 由图10-21d

50、91,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 bgi=600mpd；大齿轮的接触疲劳极限b亦2 = 550mpa。6) 由式1013刃计算应力循环次数。n, = 60/?, jl/z = 60 x 301.5 x 1 x (300 x 8 x 1) = 4.335 x 107( 56)4335x10： = 6914x1()6)6.277) 由图1019变为系数的选择。采用xi = x1+x2>0,表217，按耐磨性能最有利的条件制定的变位系数表取 x, = 0.65, x2 =1.25 o10) 查取节点区域系数zr按= 065 +125 = 0.02和0=0,由图 10-81111,査得

51、zn=2.21 z+z? 13 + 82计算1) 试算小齿轮分度圆直径d”，代入qj中较小的值。取接触疲劳寿命系数k加=1.0； k刖2=1出。8) 计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%,安全系数s=l,由式(1012)得(58)ah = kh* oirni =1 ox o()mpa = 600mpa= lasx550mpa = 649mpa(59)2x2x6.671710v 066.27 + 16.27189.8x2.21_600-)2=63.131mm2）计算圆周速度v。7idunx60x1000x63.131x301.0560x1000m l s = 0.995/77 / s(60)(

52、61)方 _ 37.87910.926= 3.467(62)(63)3）计算齿宽b ob = qz = 06 x 63.131 = 37.879mm4) 计算齿宽与齿高之比色。h模数m = = 4.856加？'勺 13齿高h = 2.25“ = 2.25 x 4.856w? = 10.926/77/715）计算载荷系数。根据 v = 0.995m / s ,7级精度，由图1089查得动载系数0 = 1.01,直齿轮ha 八fa 八由表102【9查得使用系数心=1.75；由表104【9用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑为悬臂布置k = 1.351。 由2 = 3.467, k =1.3

53、51,查图1013得k =1.24；故载荷系数hk = kakv kh（x kh =1.75x1.01x1x1.351 = 2.386（64）6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）9】得= 6331x3£2.386=66.956mm(65)7）计算模数加。心 66.956m = 5/150 mm(66)3. 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为确定公式内各计算数值1）由图1020少查得小齿轮的弯曲强度极限o阳=500mpd；大齿轮的弯曲强 度极限= 3mpa :2）由图1018,91取弯曲疲劳寿命系数k=0.95, kfn2 = 0.98 ；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数5 = 1.4,由式（10-12）得0.95x50014-mpa = 33929mpd（68）（69） kfn2fe2 = og38o 皿戸口 = 266m pal f）2$1.44）计算载荷系数k。k = kakv k%k =1.75x1.01x1x1.24 = 2.192（70）5）查取齿形系数和应力修正系数。按齿数z,=13和变位系数西=0.65,由图101611和101711