JZ21-160机械压力机传动系统的设计.doc

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1、图书分类号：密 级：毕业设计JZ21160机械压力机传动系统的设计DESIGN OF JZ21-160 MECHANICAL PRESS TRANSIMISS SYSTEM学生姓名朱东海学院名称机电工程学院专业名称机械设计制造及其自动化指导教师张元越2008年6月2日徐州工程学院学位论文原创性声明本人郑重声明： 所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用或参考的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品或成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标注。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。论文作者签名： 日

2、期： 年 月 日徐州工程学院学位论文版权协议书本人完全了解徐州工程学院关于收集、保存、使用学位论文的规定，即：本校学生在学习期间所完成的学位论文的知识产权归徐州工程学院所拥有。徐州工程学院有权保留并向国家有关部门或机构送交学位论文的纸本复印件和电子文档拷贝，允许论文被查阅和借阅。徐州工程学院可以公布学位论文的全部或部分内容，可以将本学位论文的全部或部分内容提交至各类数据库进行发布和检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。论文作者签名： 导师签名： 日期： 年 月 日 日期： 年 月 日摘要本课题是对机械压力机传动部分的设计。机械压力机的工作原理是利用曲柄滑块机构，将电机的

3、圆周运动转换成滑块的往复直线运动，从而实现对加工零件的冲压。对该机械设计时考虑的主要因素是曲柄机构的受力分析和载荷的校核，以及曲轴的发热问题。另外，通过设计飞轮使机械的工作平稳性增强，电机功率得到减小，即满足了设计的要求，又使设计更简单化、合理化。通过二级变速，使电机的高速运动转变为滑块的低速运动，从而使机械的载荷能力大大增强。根据以上要求设计了机械压力机的传动总图。关键词 曲柄滑块机构 ；运动及受力分析；传动AbstractThis topic is the design of the mechanical presses transmission. Mechanical press wor

4、king principle is to use of the slidercrank mechanism to make the electrical machinery that will be conerted into the circular to reciprocating move, thus realizing the spare parts punching.The main factors to consider of the mechanical design is the crank analysis and load the check, and the heat p

5、roblem of crank. In addition, through the mechanical design of the flywheel is to increase the whole stationeriness, and the electrical power to be reduced, that is designed to meet the rationalization, and it is can make the design more simplifier and rationalizer. Through the secondary transimissi

6、on , the electrical machinery high-speed move , turn into the slider low-speed movement. So that the mechanical load capacity greatly enhanced.According to the above requirements of the mechanical that design the transmission of transmission assembly drawingKeywords Crank block mechanism Move and st

7、ress analysis Transmission目 录1 绪论11.1 我国锻压设备的差距21.2 锻压设备的发展趋势32 概述42.1 曲柄压力机的工作原理与结构组成42.2 曲柄压力机的发展概况62.2 通用曲柄压力机的型号和技术参数72.3.1 曲柄压力机的型号72.3.2 通用曲柄压力机的技术参数83 滑块的运动规律103.1 滑块的行程与曲柄转角的关系103.2 滑块的速度和曲柄转角的关系113.3 滑块的加速度和曲柄转角的关系123.4 曲柄滑块机构的受力分析134 传动系统154.1 传动系统布置及设计154.2 传动级数和各级速比分配164.3 确定离合器和制动器的安装位置

8、164.4 传动零件计算特点175 曲轴设计计算185.1 曲轴强度计算195.2 齿轮的计算245.3 传动轴的计算255.4 计算齿轮的受力266 电动机选择和飞轮设计306.1 电动机功率计算316.2 飞轮转动惯量计算316.3 飞轮尺寸的确定33结论35致谢36参考文献37附录381 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、所量好，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

9、。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，质量要求愈来愈显著，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。例如，在汽车 拖拉机工厂中，用热模锻压力机代替模锻锤生产模锻件已经成为一个发展的档势。日本已有四条热模锻压力机生产线，其中一条110000千牛热模锻压力机自动生产线是在1971年建成的，可以生产重达1400牛，长达1.3米的曲轴以及重达1000牛，长达2米的汽车前梁生产效率为60件/时。从拣料预热、剪切、锻造、检验到包装发送全部自动进行，全线仅用24人比

10、模锻锤的生产效率高得多，劳动条件大为改善。西德已经制造了五条120000千牛热模锻匠力机自动生产线，供应世界各国。又如，在日用品生产中，如果不采用高速冲压自动机，那么产品的成本与质量在国际市场上将失去竞争能力。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

11、的设备。因此，必须大力发展曲柄压力机，以满足四个现代化的需要。曲柄压力机的类型很多，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、成形和浅拉廷等工艺（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）冷墩自动机，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

12、：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。 1.1 我国锻压设备的差距从我国锻压设备现有的发展情况来看，仍然是机械制造工业和压力加工工业中的薄弱环节，与世界上一些工业发达的国家相比还有一定的差距，具体表现如下：(一)结构陈旧、性能较差 现在国内生产约600多种锻压设备中，相当于国外4050年代水平的占50%左右，个别产品只有国外30年代的水平，甚至国外淘汰的产品我们还在生产。在生产制造过程中，存在的问题也不少，关键性部件可靠性差，使用寿命短；零件加工精度木能保证，热处理性能不稳定；摩擦材料、液压、气动电气元件质量不过关；安全可靠性差、噪音大和效率低等。品种多、

13、产量大的开式压力机，虽说已生产很多年，但至今仍旧存在：技术参数杂乱、结构陈旧、噪音大、性能差和三化水平低；没有无级调速装置、自动送料装置和安全保护装置等。70年代研制的产品也存在很多不足，还有待进一步完善，例如：闭式单点压JJ机使用性能差、生产效率低，只相当于国外60年代初的水平；大型、重型双动拉延压力机质量上基本未过关；多工位自动压力机送料装置的送料精度不稳定，质量也未过关；冷挤压机参数乱，使用性能差，没有自动送料装置等。(二)品种不全、成套性差 精锻、大型、重型和高效锻压设备的品种和数量都很少。生产厂只出售锻压设备主机，不能根据用户的需要供应机械化、自动化装置和模具等。先进的闭式四点压力机

14、、多工位冷挤压压力机、快锻液压机、锻压自动线、热模锻成套设备、大型薄板冲压成套设备和板料开卷校平落料成套设备等均属空白。目前锻压设备生产的品种，只能满足生产需要的50%左右。(三)机械化、自动化程度差 我国锻压生产机械化、自动化的程度很低，多数锻压设备都处于手工送料或半手工送科的落后状态，操作肘既不安全、劳动强度又很大。其原因在于：锻压件生产分散，专业化厂比较少，先进、高效、自动化的锻压设备和自动生产线用不上；目前制造锻压设备的工厂，不能按川户的产品图纸和生产纲领设计、制造机械化、自动化装置、自动机和自动生产线等。(四)构成比落后 我国锻压设备在机床拥有量中只占21%，而先进的工业国家高达34

15、%；小型压力机和空气锤占的比重很大，约为全国锻压设备的70%；而精锻、大型、重型和高效的锻压设备比重很小；甚至有些急需的产品还是空白。(五)技术力量薄弱 我国锻压设备制造厂的技术人员一般占全体职工的3%左右，而有的国家高达15%。很多制造锻压设备的工厂没有设计能力，只能依靠测绘和外来的图纸进行生产。1.2 锻压设备的发展趋势目前锻压行业面临着其它行业的有力竞争，例如用增强塑料零件、烧结零件和铸件来代替锻压件等，并不是由于这些零件的性能比锻压件优越，而关键在于成本较锻压件低。为了增强锻压行业的竞争能力，必须从提高生产效率、降低原材料消耗、减少能源消耗着手以降低零件的成本，并提高锻压件质量。为了适

16、应锻压生产的需要，锻压设备相应的发展趋势为：提高行程次数；提高机械化、自动化程度；提高设备的可靠性和安全性；增设附属装置，缩短辅助时间减少振动和噪音，改善劳动条件提高劳动效率；提高设备的精度和刚度；研制梢密锻压设备发展大型、重型和新型的锻压设备改造老的锻压设备；开展基本理论的研究等。结合我国锻压设备现有的情况，在发展过程中，不仅要加快速度缩小差距，还要逐步改变锻压设备的构成比，以适应生产的耍求.根据国内外的生产实际，锻压设备总的发展方向，现分别论述如下：(一)提高锻压设备的生产效率 其办法：一是提高行程次数，以提高锻压设备的生产效率；一从增设附属装置，缩短辅助时间，以提高锻压设备的开动率。(二

17、)提高锻压设备的机械化、自动化程度(三)提高锻压设备工作的可靠性和安全性 为了防止设备和人身事故，保证锻压设备能安全、方便和可靠地进行工作，一般应在锻压设备上配有超负荷保险装置、人身保护装置、检测装置和指示器等。(四)提高锻压设备的精度和刚度 目前的工艺设计都倾向于在一台锻压设备上布置多付模具，采取多工位连继锻压的方法进行生产，各工件变形杭力的合力不可能与设备作用力处于同一直线上，而且有较大的偏移，再加以非对称性零件增多，模腔斜面会出现水平分力，这些因素都会使滑块产生偏移和水平位移。为了提高锻件的精度和模具的寿命，必须提高锻压设备的精度和刚度，尤其是锻压件精度要求日益提高的情况下，这一问题显得

18、更为突出。(五)研制精密成形锻压设备 在民用工业和国防工业中，由于产品性能和采用高、精、尖技术的需要，对锻压外生产的要求愈来愈高：(1)为了增大产品功率与重量的比值，以提高性能和减少使用经费，要求锻压件表面强度较高的纵向晶粒和纤维组织保留下来，使机械性能提高，以大大减轻产品重量。因此，必须生产不需要或少需要切削加丁的精密锻压件。(2)在现代的高、精、尖技术中，采用贵重、稀缺金属作为锻压件原材料的日益增多。为了降低产品成本和减少原材料的消耗，必须发展精密锻压件的生产。上述这些问题，在航天、航空工业中显得更为迫切。(六)减少锻压设备的振动和噪音 振动和噪音是一种工业公害，对人体的脸康产生极为有害的

19、影响。在机床行业中，锻压设备所产生的振动和噪音比较严重，因此，很多国家都作了严格限制，达不到规定指标的锻压设备，不准出厂。为了减少锻压设备的振动和噪音，一般采取：减少振动和噪音源；限制振动和噪音的传播。2 概述2.1 曲柄压力机的工作原理与结构组成曲柄压力机是采用机械传动的锻压机器。通过传动系统把电动机的运动和能量传给工作机构，从而使坯料获得确定的变形，制版所需的工件。下图是曲柄压力机的外形图、结构图和运动原理图。其工作原理如下：电动机通过三角皮带将运功传给大皮带轮，从而通过齿轮把运动传给大齿轮，大齿轮把运动传给曲轴，连杆的上端套在曲轴上，下端与滑块用连接，因此，就将曲轴的旋转运动变成滑块的往

20、复运功。上模装在滑决上，下模装在工作台上。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。气垫是用来顶出工件或在拉伸时作压边用。由于工艺操作的需要，滑块时而运动，时而停止，因此装有离合器。压力机在整个工作周期内进行工艺操作的时间很短，即有负荷的工作时间很短，大部分时间为无负荷的空程。为了使电机的负荷均匀，有效地利用能量，因而装有飞轮。大皮带轮即起飞轮作用。从上述的工作原理可以看出，曲柄压力机一般由下面几部分组成： (1)工作机构 一般为曲柄滑块机构，由曲轴、连杆和滑块等零件组成。 (2)传动系统 包括齿轮传动和皮带传动等机构。 (3)操纵系统 如离合器和制动器。 (4)能源系统

21、如电动机和飞轮。 (5)支承部件 如机身。图2-1 机床效果图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。曲柄压力机的工作机构代表压力机的工作特征，其运动规律将影响压力机的工作性能，而其受力状况则是压力机强度和刚度设计的基础。压力机的传动系统将影响压力机的整体布置、外形尺寸、美观以及重量和成本。离合器和制动器是压力机能否正常稳定工作的关键，它们的正确设计与使用将会大大提高压力机的工作可靠性和寿命。压力机工作时，除需要其有足够的压力外，还需要具有足够的能量。电动机和飞轮的正确选用与合理设计是获得足够能量的基础，同时也给节约能量提供了途径。所有的部件和零件都支承

22、在机身上，机身的合理设计将降低压力机的重量，提高压力机的刚度。压力机的辅助装置与系统将使压力机获得必要的辅助功能，使其安全运转，是提高压力机使用效率不可缺少的组成部分，其设计好坏在一定程度上标志着压力机的先进与否。图2-2 机床总图2.2 曲柄压力机的发展概况锻压生产已有悠久的历史，但是，采用锻压机械进行锻压生产却只有百余年的历史，十九世纪三十年代，世界上山现了第一台简易的平锻机和蒸汽锤。六十年代生产了一些冲压用的液压机。直到十九世纪末期，才出现相当规模的曲柄压力机和锻造用的液压机。二十世纪前期，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。众所周知，由于采用现代化的锻压工艺生

23、产工件具有效率高、质量好、能量省和成本低的特点。所以，工业先进的国家越来越多地采用锻压工艺代替切削工艺和其他工艺。锻压生产在工业生产中的地位越来越重要，锻压机械在机床中所占的比重也越来越大。近年来，锻压机械的拥有量日本为34，美国为324。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，质量要求越来越高，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的作用越来越显著。例如，在汽车拖拉机工厂中，用热模锻压力机代替模锻锤生产模锻件已经成为

24、一个发展趋势。日本已有数条热模锻压力机生产线，其少一条110000kN热模锻压力机生产线是在197l年建成的，可以生产重达140kg，长达13m的曲轴以及重达100kg，长达2m的汽车前梁，生产效率为每小时60件。从装料、预热、剪切、锻造、检验到包装、发送全部自动进行。全线仅用24人，比模锻锤的生产效率高得多，劳动条件大为改善。德国已经制造了若干条120000kN的热模锻压力机自动生产线，供应世界各国。我国也购置条，对汽车锻件的生产起着良好的作用。又如，冷挤压工艺是项新兴的工艺，用冷挤压生产的零件表面粗糙度小，尺寸精度高，直径为2030mm的零件其公差范围可控制在0.015m m以内，因此，所

25、生产的零件不需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的变化。再如，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能力。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。近年来，曲柄压力机正向着高速度和高精度的方向发展，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。例如，行程次数500次min左右的高速压力机已普遍应用，美国明斯恃(Minster)公司已生产250kN，2000次

26、min的超高速压力机。美国国民(National)公司发展了新系列的高速冷墩机，M12四工位螺母冷墩机生产率为每分钟250件。精密冲裁的压力机己发展到25000 kN，可冲裁的最大板厚已达25mm，加工的零件周边的表面粗糙度很小，尺寸精度很高，冲切面的垂直度可达8930挤压机己发展到50000kN，多工位挤压机已发展到45000kN，机器精度不断提高，刚度已达到同规格的通用压力机的23倍。1982年在日本大阪国际机床展览会上展出了55台锻压设备，其中采用数控的占345，可以人机对话，编成十分方便。日本会田公司制造的2000KN“冲压中心”，采用微型计算机控制，自动换模、换料和调整工艺参数，全部

27、时间只需5min。德国奥穆科（Eumuco）公司近年来制造的热模锻压力机和平锻机，都已采用微机巡回检测各轴承的温度，显示工艺力，对压力机的安全运转起着重要作用。国际标准化组织（ISO）规定，在8590dB的连续噪音下，工作时间不能超过8h, 而美国和瑞士规定为85dB。现在德国舒勒（Sehuler）公司制造的开式压力机已为75dB。还有一些公司正在研制低噪音（75dB）的折弯机和冷墩自动机。我国解放以前，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80000kN的热模锻压力机，40000kN的双点压力机以及其他各种型号的压力机。近年来，由

28、于自行研究和引进技术，研制水平达到了一个新的高度。我国的汽车制造厂，电机电器制造厂以及有关的工厂都装备着不少新型的曲柄锻压机械。但是，与工业先进的国家比较，我们的曲柄压力机制造业仍属落后，主要表现在质量不高，性能不好和品种不全等方面，特别缺乏大型高效的设备。因此，必需大力发展曲柄压力机，以满足现代的需要。2.2 通用曲柄压力机的型号和技术参数2.3.1 曲柄压力机的型号按照JBGQ200384型谱，曲柄压力机的型号用汉语拼音字母、英文字母和数字表示，例如JA31l 60B型号的意义是：图2-3 机床型号简图 现将型号的表示方法叙述如下：第一个字母为类代号，代表八类锻压设备中某类设备。在八类锻压

29、设备中，与曲柄压力机有关的有五类。机械压力机用拼音字母J表示，线材成形自动机、锻机、剪切机和弯曲校正分别用Z、D、Q和W表示。第二个字母代表同一型号产品的变型顺序号，凡主参数与基本型号相同，但其他某些基本参数与基本型号不同的，称为变型，用字母A、B、C表示第一、第二、第三种变型产品。第三、四个数字为组、型代号。在型谱中，每类锻压设备分为10组，每组分为10型第一个数字代表“组”，第二个代表“型”。“31”在型谱中查得为“闭式单点压力机”。横线后面的数字代表主参数。一般用压力机的公称压力(见下面叙述)作为主参数。型谱中的公称压力用工程单位制的“吨”表示，故转化为法定单位制的“千牛”时，应把此数字

30、乘以10。例如此处160代表160 t，乘以10即为1600kN。最后一个字母代表产品的重大改进顺序号，凡型号已确定的锻压机械，若结构和性能上与原产品有显著不同，则称为改进，用字母A、B、C代表第一、第二、第三次改进。有些锻压设备，紧接组、型代号的后面还有一个字母，代表设备的通用特性，如字母K代表数控，G代表高速等。2.3.2 通用曲柄压力机的技术参数 曲柄压力机的技术参数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，现分述如下：1）公称压力P，及公称压力行程S曲柄压力机的公称压力(或称额定压力)是指滑块离下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

31、旋转到离下死点前某一特定角度(此特定角度称为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、2500、3150、4000、6300kN。这个系列是从生产实践中归纳整理后制订的，既能满足生产需要，又不致使曲柄压力机的规格过多，绘制造带来困难。当然专为实现某工艺的压力机也可以按实际需要的工艺力来确定公称压力。在型谱中，通用压力机一般以公称压力作为主参数，其他技术参数称为基本参数。表2-3 通用曲柄压力机型号2）滑块行程S它是指滑块从上死点到下死点所经过的距离。它的大小将反映压力机的工作范围。行程较长，则能生产高度较高的零件，通用性较大。但压力机的曲柄尺寸要加

32、大，随之而来的是齿轮模数和离合器尺才均要增大，压力机造价增加。而且模具的导柱导套可能脱离，影响工件精度和模具寿命。此外，滑块的速度也要加大。所以，应该适当选择行程长度。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。行程次数越高，生产率越高，但次数超过一定数值以后，必需配备机械化自动化送料装置，否则不可能实现高生产率。行程次数提高以后，机器的振动和噪音也将增加。现代的压力机，有提高行程次数的趋势。4）最大装模高度H，及装模高度调节量H；装模高度是指滑块在下死点时，滑块下定向到工作台板上表面的距离。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

33、最大装模高度。上下模的闭合高度应小于压力机的最大装模高度。装模高度调节装置所能调节的距离，称为装摸高度调节量。与装模高度并行的标准尚有封闭高度。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工作台板的厚度。装模高度及其调节量必需适当，增大其数值固然能安装闭合高度较大的模具，适应性较大，但若安装高度较小的模具时，则需增添附加垫板，给工作带来不便。而且，压力机的高度也相应增加。5）工作台板及滑块底面尺寸它是指压力机工作中间的平面尺寸。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

34、的特有参数。尺寸选得太小，则加工的零件尺寸受到限制。尺寸选得过人，则给机身的设计，特别是刚度设计带来困难。3 滑块的运动规律曲柄压力机一般为曲柄连杆机构。则滑块的运动规律与曲柄连杆机构的运动规律相同。即滑块随连杆绕节点(曲轴或偏心轮)转动沿一直线作往复运动。3.1 滑块的行程与曲柄转角的关系通用曲柄压力机的工作机构大多采用结点正置(滑块和连杆结点B的运动轨迹位于曲柄旋转中心O相连结点B的连线上)的曲柄滑块机构。图2-1（a）是曲柄、连杆和滑块的运动简图。图中O点为曲轴的旋转中心，A点为连杆与曲柄的连接点，B点为连杆与滑块的连接点，B1、B2点分别代表滑块的上死点和下死点。图3-1通用曲柄压力机

35、的工作机构简图曲柄压力机滑块是在接近行程下死点的一段区间工作，因此，在研究滑块运动规律时，取滑块行程的下死点B2为行程的起点，滑块从B2点到B点为滑块行程S。曲柄转角由A0点算起，相应顺时针方向(和实际转动方向相反)转到A点时，曲柄转角为。如图2-1(b)所示，当曲柄滑块机构处于0AB位置时，滑块的行程 式（2.1）而 令 则 而所以 则 式（2.2） 由于一般小于0.3，对于通用压力机，一般在0.10.2范围内，故式子可进行简化。根据二项式定理，取代入式子，整理得： 式（2.3）式中： 滑块行程，从下死点算起，以下均同；曲柄转角，从下死点算路与曲柄旋转方向相反者为正；R曲柄半径；连杆系数；L

36、连杆长度(当连杆长度可调时取最短时数值)。因此， 已知曲柄半径R和连杆系数时，侄可从式中求出对应于不同的角的S值。3.2 滑块的速度和曲柄转角的关系求出滑块的位移与曲柄转角的关系后，将位移S对时间t求导数就可得到滑块的速度v，即： 式（2.4）而所以式中 滑块速度； 曲柄的角速度。又则 式（2.5）式中 n曲柄的每分钟转数，亦即滑块每分钟行程次数。3.3 滑块的加速度和曲柄转角的关系对于高速压力机，滑块运动的惯性力必需予以足够注意。为此，需要求出滑块的加速度和曲柄转角的关系，将上式对时间求导数即得： 式（2.6）式中 滑块加速度。由JH31-315压力机的行程S=315 mm，连杆长度L=15

37、88 mm，偏心轮转速n=20转/min，则 mm 式（2.7） 式（2.8）代入以上公式，得运动数据表如下：表3-3运动数据表01020304000.01670.06620.14650.254702.6310.426523.07440.11500.19110.37420.54330.6922063.206123.767179.6965228.945续表3-350607080900.38650.53750.70220.87481.050060.8784.656110.5965137.7810165.3750.81520.90930.97221.00221269.627300.75321.555

38、331.4776330.753.4 曲柄滑块机构的受力分析图2-2为结点正置的曲柄滑块机构滑块的受力简图。滑块上受到工件变形抗力P的作用，在忽略摩擦力的情况下，P力由连杆上给予滑块的作用力及导轨给予滑块上的反作用力Q相平衡。根据力的平衡原理得： 式（2.9） 式（2.10）由前推导得知，若=0.3，当时， 0。当时， ，在通常情况下，特别是对通用压力机，远小于0.3，故远小于。由于角较小，因此，可以认为，故上述二式写成： 式（2.11） 式（2.12）图3-4 节点正置的曲柄滑块机构受力简图4 传动系统传动系统的作用是将电动机的运动和能量按照一定要求传给曲柄滑块机构。它的设计任务在于确定传动布

39、置，传动级数以及速比分配等问题。它的设计好坏将影响压力机的外形尺寸、结构安排、能量损耗以及离合器的工作性能等各个方面，所以必需予以足够的重视。4.1 传动系统布置及设计图为J Z21-160压力机的传动系统图。此压力机为二级上传动，单边驱动，主轴的安放位置垂直丁压力机正面，所有传动齿轮都置于机身内部，离合器制动器置于高速铀上，这样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。图4-1 传动系统图 4.2 传动级数和各级速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，传动级数就应多些，否则每级的速比过大，结构不紧凑；行程次数高，总边比小，传动级

40、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以上的用单级传动，7030次/min的用两级传动，30l0次min的用三级传动，10次/min以下的用四级传动。采用低速电动机可以减少总速比相传动级数，但这类电动机的外形尺小较大，成本较高(与同功率的高速电动机比铰)，因此不一定适合。通常两级和两级以上的传动系统采用同步转速为1500或l000rmin的电动机，单级传动系统一般采用1000rmin的电动机，行程次数小于80次mi n的单级传动才采用750rmin的电动机。各传动级的速比分配要恰当。通常三角皮带传动的速比不超过68，齿轮传动不超过79。速比分配时，要保证飞轮

41、有适当的转速，也要注意布置得尽可能紧凑、关观和长、宽、高尺寸比例恰当。通用压力机的飞轮转速常取300400rmi n左右。因为转速太低，会使飞轮作用大大削弱；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。4.3 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。采用刚性离台器的压力机，离合器应置于曲轴上，这是因为刚性离合器不宜在高速下工作，而曲轴的转速较低，故离合器设于曲轴上比较合适。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

42、，加速压力机从动部分所需的功和离合器接合时所消耗的摩擦功都比较小、，因而能量消耗较小，离合器工作条件也较好。但是低速轴上的离合器需要传动较大扭矩，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之内，并用偏心齿轮，致使离合器不便安装在曲轴(偏心齿轮轴)上，通常只好置于转速较高的传动轴上。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(如热模锻压力机)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(如中大型通用压力机)，由于曲轴转速低，最后一级大齿轮的飞轮作用

43、己不显著。为了缩小离合器尺寸，降低其创造成本，并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，一般是公飞轮轴上。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。但是必需指出，摩擦离合器的布置位置随着生产的发展也在不断变化。近年来，国外一些工厂为了提高离合器的寿命，在通用压力机上，又离合器制动器从飞轮轴上移至中间轴上有的移至曲轴上。4.4 传动零件计算特点传动零件包括齿轮、传动轴、连接件、皮带及滚动轴承等零件。这些零件的详细设计计算可参阅有关机械设计资料。这里只简单叙述某些零件的计算特点，并且指出它与通常的计算方法不同之处，以引起注意。5 曲轴设计计算在

44、曲柄压力机中，常见的曲轴有三种型式，即曲铀、曲拐轴和偏心轴。曲轴为压力机的重要零件，受力复杂，故制造条件要求较高，一般用45号钢锻制而成。锻比一般取253。有些中大型压力机的曲轴则用合金钠段制，如40Cr、37SiMnMoV、18CrMnNoB，锻比需要大于3。对于小型压力机的曲轴，国内有些制造厂用球墨铸铁QT602铸造。锻制的曲轴加工后应进行调质处理，有时还要在两端切割试件进行机械性能试验。对于大型曲轴，有时在支承颈和曲柄颈中心处钻深孔，以改善淬透性，提高机械性能。曲轴支承颈和曲柄颈(或曲拐颈)需加以精车或磨光。为了延长曲轴寿命，在各轴颈特别是圆角处，最好用滚子辗压强化。在设计曲轴时，先根据

45、经验公式决定曲轴的有关尺寸，然后根据理论公式进行精确核验。曲轴有关尺寸的经验公式见下表。表5-1 曲轴有关尺寸的经验公式支承颈直径（毫米）公称压力（千牛）曲轴各部分尺寸名称代号经验数据曲轴颈直径（1.11.4）支承颈长度（1.52.2）曲柄两臂外侧面间的长度（2.53.0）曲柄颈长度（1.31.7）圆角半径（0.080.10）曲柄臂的宽度（或直径）（1.31.8）5.1 曲轴强度计算曲轴强度计算问题较多，过去所沿用的方法与实际情况相差较大，有些在计算上亦感较繁琐。现可以简化为两个集中力作用在曲柄颈的两端。考虑到铀瓦的磨损，故提出下图（1）的计算简图。即载荷分为两个集中力，作用在距离曲柄背2r处

46、(r为圆弧半径)。两支承也是支在距离曲柄臂2r处，这种计算简图属于纯弯梁的性质，见下图（2），在曲柄颈上的五个测试点，其应力基本相等。图5-1-1 曲轴计算简图图5-2 纯弯梁性质简图图52对载荷做了一些简化；1）齿轮对曲轴的作用力比连杆对它的作用力小得多可忽略不计，2）连杆对曲轴的作用力近似看成等于公称压力，并分别以作用于连杆柚瓦两侧。这样，危险故面cc的弯矩为：（牛米）CC截面的最大应力为： （帕）上式中：公称压力（牛）； 曲柄颈长度（米）； 曲柄两臂外侧面间的距离（米）； 曲柄颈直径（米）； r圆角半径(米)； W弯曲截面系数()在一般情况下，r均在0.080.10的范围内。此时，可根据

47、曲轴零件图的实际尺寸进行计算。在曲柄颈上，除受弯矩作用外，尚受到扭矩作用，应按弯扭联合作用计算。但由于弯矩比扭矩大的多，故忽略扭矩计算的应力与考虑扭矩的相差不多。根据对九台压力机的统计，当曲柄转角在公称压力角的情况下两者相差3以下，即使在90的情况下相差也仅达5%，因此，对于标准行程的通用压力机，用上式计算cc截面的应力足够准确。以上是计算危险截面cc的计算公式，曲轴除了在曲柄颈的cc截面上有可能破坏以外，在支承颈的B-B截面上有可能破坏，故尚需核算B-B截面的强度在B-B截面上受到弯扭联合作用，但此处和cc截面相反，扭矩比弯矩大得多，故可忽略弯矩的影响。BB截面扭矩为： 最大剪应力力： （帕

48、）式中 公称压力（牛）； 支承颈直径（米）； 当量力臂； 扭转截面系数（）。设计时，需使计算的弯曲应力和剪应力等于或小于许用的弯曲应力和剪应力，即： 按照资料并参考现有压力机的应力数值，许用应力推荐如下： 式中 、许用弯曲应力和许用剪应力（帕）； 屈服极限（帕）；n安全系数，取2.53.5，刚度要求高的取上限，低的取下限。根据上述公式设计计算如下：（1）选取曲轴有关尺寸 按上面经验公式和结构设计及其他因素取 =4.5=4.5=180mm =200mm =165mm =420mm =220mm r=10mm =275mm核验轴颈尺寸：由上式交换得 初步选取曲轴材料为45号钢，故=1000帕 =0

49、.1992故取=200mm. = =R(sin)+R=250mm 由结构设计或参考同类型压力机，初步选取.（即连杆长度为米）。设.米，（按连杆经验公式选取）。又根据预选及计算数值得：.米，.米，.当时，sin+sin2=0.95 =0.250.95+0.045（1+0.1）0.155+0.10.12+0.11=0.244米 又 =750帕 =0.296米曲轴最后确定的尺寸见图图5-3 曲轴尺寸的确定（2）计算及绘制许用负荷图CC截面 P= =1.14牛BB截面 P= = 而 =0.50.0451.10.2+0.10.73+0.18=0.01064米令 =X可查表求得 =RX+0.01064=0

50、.25X+0.01064 P= 列表计算如下：表5-1 不同转角时各数值转角XP=000.010648222 千牛150.2840.15264573 千牛300.54330.28229310 千牛450.7570.38914225 千牛600.90930.46529188 千牛750.9910.50614173 千牛9010.51064171 千牛图5-4 许用载荷图5.2 齿轮的计算可以根据下述公式项预选齿轮的模数M2.83.5（mm）1 式（4-1）式中 大齿轮所需传递的扭矩（Nm），在计算低速级时，对单点压力机=（为曲轴上公称扭矩），对双点压力机，没有道载保护装置时，=0.6，有保护装置

51、时=0.5;齿宽系数，=B/m(B为齿宽)，目前国产压力机，在818范围内，对一级齿轮传动，可取1315，对两级齿轮传动，可取1013，对人字齿轮，可取1722。大齿轮齿数。上式的系数在一般情况下可取315，在齿轮材料及热处理条件较好的情况下可取28，在条件较差时可取35。对于斜齿轮，按式(41)算得的模数是端面模数，需换算成法向模数 (cos,为螺旋角)，再选取模数标准值。对于开式传动的齿轮，一般核算其弯曲强度即可，其汁算公式为=（帕）式中 齿轮齿根处弯曲应力(帕)； 小齿轮所受扭炬(牛米)= I传动速比； = 小齿轮齿数； 齿轮压力角，当=20时，可查图4-16，对直齿圆柱齿轮查螺旋角=0

52、的曲线，对于圆柱斜齿轮，可查图中相应螺旋角的曲线； Y齿形系数，对于直齿轮，可直接查图4-17，4-18.对于斜齿轮，则需按当量齿数来查。当量齿数为对于变位齿数，则按对应的变位系数查找。 螺旋角； M齿轮模数，当为斜齿轮时，用法向模数； B尺宽； 载荷集中系数，见表4-3 动载系数，见表4-4； 许用弯曲应力，按齿轮不产生塑性变形或破坏的最大弯曲应力选取，见表4-5.4-6 齿轮轮齿表面的接触强度公式为 其中 B尺宽； A两齿轮中心距； 接触应力系数；当=20，=2.15N/时，可直接查图，当N/,即不是锻钢与锻钢接触时，查出的C，还需乘以如下系数；与铸钢接触时乘以0.944，与球墨铸铁接触时

53、乘以0.915，与铸铁接触时乘以0.858；若20时(例如角变位齿轮)则还需乘以； 当量弹性模数； 齿轮啮合角； 传动速比；由上式可知压力机齿轮的计算过程为： M(1.31.6) =1.55 m=11 = =14.85.3 传动轴的计算按扭矩预选传动轴的直径，其公式为 （米） 式中 作用在轴上的最大扭矩（牛米）； 许用剪应力，参考数值为：45钢调质=500 d= =0.172m然后按弯扭联合作用核剪综合应力 = （帕）式中危险截面弯矩（牛米）； 危险截面扭矩（牛米）； d危险截面直径（牛米）； 许用弯曲应力，按如下数据选取： = 材料屈服极限（帕）表5-3 传动材料性能和许用应力（1）钢号热处

54、理硬度（HB）抗拉强度极限屈服极限许用应力45正火1632175800600029003000120045调质1802306500800035005600180040Cr调质230280800010000650085003000现有压力机传动轴的计算应力为：传动轴为45号钢调质 计算应力=1780MPa轴材料选用45钢调质，=700，=400。结构图如图53所示。图 5-3 齿轮轴的结构图5.4 计算齿轮的受力斜齿轮螺旋角 = 10齿轮直径：小轮 =170.43mm =949.24mm 小齿轮受力 转矩 =4.15Nmm圆周力 4870N径向力 1799.68N 轴向力 858.7N画小齿轮轴

55、受力图 图 5-4 小齿轮轴受力图计算支撑反力水平面反力 1958N 7257N垂直面反力 2435N下面为： 水平面（xy）受力图 图 5-5水平面（xy）受力图垂直面（xy）受力图图 5-6 垂直面（xy）受力图画轴弯矩图水平面弯矩图图 5-7水平面弯矩图垂直面弯矩图图 5-8 垂直面弯矩图合成弯矩图 图 5-9合成弯矩图画轴转矩图轴受转矩 T= T=4.15Nmm转矩图图 5-10 转矩图许用应力值 可查表得：Mpa Mpa应力校正系数 0.59画当量弯矩图当量转矩 0.59415000 244850Nmm当量弯矩 在小齿轮中间截面处 =263972.3Nmm 在右轴颈中间截面处 263696.7Nmm当量弯矩图图 5-11 当量弯矩图校核轴颈齿根圆直径 =170.43-2（1+0.23）11 143.37mm 134143.37mm 117120mm因此：此轴的强度，刚度满足要求。其它零部件同理验证符合要求。6 电动机选择和飞轮设计曲柄压力机的负载属于冲击负载，即在一个