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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机目录摘要、关键词1Abstract、Keywords1引言1第一章曲柄压力机系统结构及原理
31.
31.
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.
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
1.1J23-63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
1.2J23-63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,表示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Pg63t公称力行程Sp8mm滑块行程120mm滑块行程次数40r/min最大封闭高度120mm封闭高度调节量30mm滑块中心至机身距离110mm工作台板尺寸前后×左右×厚度200×300×30mm
2.2传动系统的传动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设计方案采用曲轴,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,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1单点受力2采用上传动3开式传动4采用单边传动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)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,MMOtOt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,则式中--冲压时飞轮轴上的扭矩;--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M压力机负载M2电动机扭矩M1一般电动机图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
[3]
[10]式中--工作行程时消耗的能量;可以将上式改变为4-1式中--飞轮应具有的动能;--飞轮的平均角速度,;或(4-2)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(4-3)--电动机按均匀负载工作时,长期满载下的转差率;--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
3.2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式中--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由此可选取Y132M—4型电机,其满载转数为1440r/min
2.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或(4-4)式中、S—分别为压力机的公称压力和行程;J、--分别为飞轮的转动惯量和角速度;K2—系数,取其为5;式(4-4)可改写为可近似的按电动机额定转速下的飞轮转速计算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则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
(2)分配传动比由式式中分别为带传动和齿轮的传动比为了使V带传动外轮廓尺寸不致过大,初步取,则减速器传动比为
4.
1.2压力机传动系各轴转速、功率、转矩计算
(1)各轴的转速飞轮轴曲轴
(2)各轴的输入功率高速轴曲柄轴
(3)各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩I-II轴的输出转矩飞轮轴曲轴
4.2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,=241~286大齿轮选用45钢调质处理,=217~
255.计算时取=260=
230.
(2)按齿面接触疲劳强度初步设计由式(参考1)9-231)小齿轮传递的转矩=191N·m2)齿宽系数由表9-10(参考1)知,软齿面,悬臂布置取=
0.43)齿数比u=
7.34)载荷系数K选K=25)确定许用接触应力由式(参考1)9-29=a.接触疲劳极限应力由图9-34c(参考1)差得,=710MPa,=580MPa(按图中MQ查)b.安全系数由表9-11(参考1)查得,取=1c.寿命系数由式9-30(参考1)应力循环次数N=60ant式中a=1,n=
290.3,t=10250=60ant=60×1×
290.3×40000=
6.97×=/=
9.5查图9-35(参考1)得,=
1.02=
1.15均按曲线1查得故=6)计算小齿轮分度圆直径取整100mm7)初步确定主要参数由于,所以此齿轮为变位齿轮,取=
0.3,=-
0.3a.选取齿数=13,=u=1=13×
7.3=
94.9取整95b.计算模数m=取标准模数m=8c.计算分度圆直径8×13=104mm>100mm(合格)8×95=760mmd.计算中心距a=e.计算齿宽b==
0.4×104=
41.6mm整取b=42mm
(3)验算齿面接触疲劳强度由式9-21(参考1)1弹性系数由表9-9(参考1)查得,=
189.82节点区域系数由图9-29(参考1)查得,=
2.53重合度系数由则4载荷系数KK=a.使用系数由表9-6(参考1)查得=
1.25b.动载系数由查图9-23(参考1)=
1.13(初取8级精度)c.齿向载荷分布系数由表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==d.齿间载荷分配系数由表9-8(参考1),先求由前可知=
0.89则=1/=1/=
1.27故K==
1.25×
1.13×
1.32×
1.27=
2.375)验算齿面接触疲劳强度=
189.8×
2.5×
0.89=
633.5MPa=667MPa
(4)验算齿根弯曲疲劳强度由式9-26(参考1)1由前可知,=3673,b=42mm,m=8mm2载荷系数KK=a.使用系数同前,即=
1.25b.动载系数同前,即=
1.13c.齿向载荷分布系数由图9-25(参考1),当=
1.32b/h=42/
2.25m=42/
2.258=
2.3查出d.齿间载荷分配系数由109N/mm100N/mm查表9-8,知
1.2故K==
1.25=
1.973齿形系数由=13=95,查图9-32(参考1),得=
2.6,=
2.334齿根应力修正系数由=13,=95,查图9-33(参考1)得,=
1.63,=
1.725重合度系数=
0.25+
0.75/=
0.25+
0.75/
1.6=
0.726许用弯曲应力由式9-31,式中弯曲疲劳极限应力,由图9-36c(参考1),查得=600MPa,=430MPa(按MQ差值);安全系数由表9-11(参考1)取=
1.25;寿命系数由=
6.97=
9.5查图9-37(参考1),得=
0.9=
0.9尺寸系数由m=8mm,查图9-38,=
0.98则8)验算齿根弯曲疲劳强度=423MPaMPa=303MPa故弯曲疲劳强度足够
(5)确定齿轮的主要参数级几何尺寸=13,=95,m=8mm分度圆直径=m=8=104=m=895=760齿顶圆直径=
124.8mm取125mmmm取771mm齿根圆径+=
88.8mm取89mm+=
735.2mm取735mm齿宽==42mm取=50mm中心距表4-2齿轮的几何尺寸名称计算公式结果/mm模数m8压力角20分度圆直径=m104=m760齿顶圆直径法面齿顶高系数=125=771齿根圆直径+89+735中心距432齿宽4250齿顶高
10.4齿根高
7.
64.
2.2齿轮的结构设计小齿轮由于内径较小,齿顶圆直径时可以做成实心结构的齿轮大齿轮齿顶圆为771mm,当齿顶圆直径200~500时,可将齿轮制成腹板式结构第五章皮带和带轮的设计和计算
5.1带传动的计算
(1)计算功率计算功率是根据传递的功率,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=
[3](6-1)式中—计算功率,单位为KWPg—传递的额定功率(电动机的额定功率)单位为KW—工作情况系数,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=
1.2;所以有
7.56KW
(2)选V带的型号可用普通的V带,根据和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、取=126由参考
(3)查表
4.7取得==
1264.96=625mm由参考
(3)按表
4.7取圆整=630mm按表13-7,设计实际传动比
(4)V带的速度带的速度在范围,合适
(5)求带的基准长度和中心距a初选中心矩取1134,符合则带长:==3511mm查表查表
4.3参考
(3),选用=3650mm,再计算实际的中心矩=1204mm
(6)验算小带轮的包角合适
(7)V带根数z根据n和d1,由表
4.5参考
(3),为单根带的传动功率查表
4.5参考
(3),功率增量由参考
(3)表
4.3,
1.17,参考
(3)表
4.8知,所以,取z=4
(8)求作用在带轮上的轴上压力查表
4.2参考
(3),得q=
0.1kg/m单根V带带的初拉力作用在轴上的压力
5.2设计皮带轮
5.
2.1计算平均转速,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,和皮带轮的转动惯量J
1、计算皮带轮的平均转速可以近似地按电动机额定转速下的飞轮转速计算,由公式,知:
2、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公称压力和行程之积成比例由式子或可以计算出转动惯量的大小.上式子可以改写成为--为系数,取值为3;则转动惯量
5.
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集中在轮缘上表5-1普通V带轮的轮槽尺寸槽型haminefhfminδminΦ0A
112.7515±
0.
38.76190由上表可知B=3e,f根据V带轮的轮槽尺寸选取由可知所以由可知则式中--材料的比重(kg/m3)铸铁;H--轮缘的厚度;B--轮缘的宽度;dm--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式中L--皮带的计算长度可根据值来设计张紧装置的移动量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2-21参考
(2),可得当量力臂30mm=3cm式中公称压力角=曲柄半径R=54mm曲柄颈直径122mm连杆球头直径取=120mm曲轴所需传递的扭矩为因为=
7.3=
0.98,轴的材料为40Cr调质,单边传动,所以飞轮轴所需传递的扭矩为最小直径由参考
(2)表5-2取较低的值,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%)=
71.8~
72.5mm取d=12mm
6.
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,一个是皮带作用力大齿轮对小齿轮的法向力为式中m=8,=13,小齿轮所需的扭矩26400kg·mm所以皮带对轴的作用力为Q=式中z—皮带的根数,由前知z=4—小皮带轮的包角,由前知=—单根皮带的初拉力,查表4—9参考
(2),取=12所以Q=94kg比较和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所示图中和是支座反力,由于I-I截面最危险下面核算I-I截面的强度其中=
36008.5=
30.6kg·cm由弯矩产生的最大弯曲应力=由扭矩产生的最大扭转应力所以当量弯曲应力取=1800kg/,,符合要求
6.
1.4核算轴的疲劳强度由于截面有台阶,应力集中现象比较严重,且直径最小,弯矩又比较大,扭矩和其它截面不同,所以核算此截面的疲劳强度由表5-5参考
(2)查得=4000kg/,=2400kg/,=
0.1,=
0.05,由表5-6参考
(2)差得=
0.75,=
0.66,由表5-8参考
(2)查得,圆角处的=
0.75=
1.59(因为,,=7000~10000kg/)由表5-10参考
(2)取=
0.9(光洁度为
0.6)又因=0所以,仅考虑弯曲应力时的安全系数为仅考虑扭转应力时的安全系数为截面的安全系数为所以轴安全
6.
1.5轴承的选择1)选择轴承类型因为轴的转速不太高,可选择圆锥滚子轴承,它在安装使用中,可调整径向,轴向游隙所以初选7516型圆锥滚子轴承2)核算轴承的寿命和静负荷,这里要求其寿命大于20000小时由前面知道,所以,忽略皮带作用力后的支反力为由于支承1和支承2采用的轴承型号相同,而所以只需计算支承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=据参考
(2)附表9查得7516型圆锥滚子轴承的Y=
1.5C=11500kg,=
0.5=
0.8=13200kg因为齿轮是直齿,所以忽略外载作用于轴承上的轴向力,据参考
(2)表5-26和表5-25知道轴承受的实际轴向负荷为由参考
(2)附表9得知,在此情况下,当量动负荷应为P=因为n
290.3r/min,所以据参考
(2)表5-23可以额定寿命=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,其中因为3582kg2746kg,所以当量静负荷为由表5-21参考
(2),查得安全系数=
1.3所以据式5-24参考
(2),得静负荷负荷要求
6.2曲轴的设计
6.
2.1曲轴的结构示意图
6.
2.2曲轴的尺寸计算1)支承颈直径根据经验公式=(
1.38~
1.58)按平均值取
1.44所以=
1.44=
1.44=
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
1.11~
1.
4014.4曲柄颈长度
1.30~
1.
4315.7曲柄两臂外侧面间距
27.4曲柄臂的宽度B
15.3曲柄臂的直径D
20.3曲柄半径r
5.4圆角半径13)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,如图所示在A-A截面上除了受弯矩的作用之外,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,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则合适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=1000,则合适注由前知道=3这两个值均大于公称压力(=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1)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d=
11.4cm,轴瓦的工作长度=
15.7cm,曲轴转速n=40r/mina.核算比压因为所以b.核算pv因为所以核算结果表明轴承的发热情况不严重第七章离合器、制动器的设计、选择
7.1离合器的选用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,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,因此在转健的右端各装有尾板12和14两件用拉杆13连接成为联动,主键的左端装有键尾11,与装在内轴套的拉簧10联接拉簧的作用是使主键和副键各绕其轴线转过45°(转健的转动角度由内轴套喇叭口所限位),于是两转健的背部突出于曲轴圆周之外,以便与中套的半圆槽结合,起到使离合器相结合的状态离合器在未接合时,主键和副键刚好全部卧入曲轴的半圆槽内,因此,飞轮在内外轴套上空转,当压力机工作时,必须使操作结构的凸轮挡块转离主键的键尾,主键在拉簧的作用下,转出曲轴半圆槽之外,由于联锁关系,副键亦同样转出,这样连续旋转的飞轮中套半圆槽便与主键相结合,则飞轮便带动曲轴转动如果凸轮挡块转回复位,则主键的键尾碰到凸轮挡块,由此弹簧拉长,主键和副键又转回并卧入曲轴的半圆槽内,由此,离合器即处于脱开状态,则飞轮任在外轴套上空转转健在离合器接合时承受很大的冲击载荷,为了保证有足够的冲击韧性和耐磨性,转健用T7,经热处理淬火硬度为RHC=52~57,两端回火至RHC=35~40,主键的键尾和凸轮挡块的材料同样采用合金钢40Cr内、外轴套和中套的材料一般用45钢转健离合器所能传递扭矩的大小,即取决于转健的强度
7.2制动器的设计
7.
2.1制动器的选用在曲柄压力机上的制动器有两个作用
1.当离合器脱开后,将正运转着的传动零件(如滑块、曲轴、齿轮、中间轴等)的动能立即转化为消耗在制动器上的弄擦摩擦功,并且相当在曲轴转角5°~15°的范围内将滑块、曲柄连杆机构和传动零件停止运动
2.当滑块停止运动后,防止滑块由于自重而下降在开式压力机上常用的制动器有三种结构形式闸瓦式制动器、和盘式制动器按其制动工作表面互相作用来看,在这些制动器中有连续制动器和周期制动器的两种工作情况在周期制动的制动器中,制动作用仅仅发生在滑块行程的某一部分,或者当滑块接近回到上死点相当于曲柄转角5°~15°的范围内,在这里选用偏心式带式制动器
7.
2.2带式制动器的结构偏心带式制动器结构图如下,制动器设置在曲轴左端上制动轮1对轴线装成偏心e,用键紧固在曲轴左端上轮缘上包有钢带2,其内层铆有石棉铜摩擦带3带钢的一端铆接在摇板7上,另一端铆在拉杆板4上摇杆7可以绕固定在机身上的轴6回转,借其制动弹簧8的张力拉紧制动带,张力的大小可通过螺帽9调节其弹簧的压缩量制动的周期性是借其制动轮的偏心e来实现的当曲轴转动时,利用偏心e使制动轮有时张紧制动轮,有时放松制动轮当滑块向下运动时,偏心逐渐减小,则制动轮松开;当滑块向上运动时,偏心逐渐向上方增大,则制动带张紧而起制动作用,并将滑块停止在上死点的位置总结本设计是一个较为简单的机械传动,主要功能是实现能量的传递,将电动机的功率传递到曲柄滑块机构,通过曲柄的旋转来实现滑块的上下移动,最终达到对材料施加作用力从而产生塑性成形的目的传动系统从电动机上小皮带轮起,到曲轴为止,是压力机的关键组成部分它的设计主要是解决传动不止、传动级数及速比分配等问题它的设计合理有否,对压力机外形尺寸、结构、能量传递以及整机工作性能都会产生很大影响通过对传动系统的综合分析,系统具有结构简单,制造成本低,从动部分零件少,发热和磨损较小的优越性,从理论上可以实现工作要求由于设计时间短暂,设计经验不足,本次暂时只设计机械曲柄压力机的传动系统通过本次设计,使我从中学到了很多关于机械曲柄压力机的知识,希望能通过此次设计,整合过去四年所学的知识,并总结出一些设计经验,为将来的学习和工作打下坚实的基础致謝经过的忙碌工作,终于完成了毕业设计我衷心感谢所有对我完成论文有帮助的单位和个人首先要感谢的是我的指导老师袁玉红老师,从选题,查阅资料,中期检查,一直到论文完成,都给了我很大的帮助,然后要感谢大学四年来所有的老师,为我们打下专业知识的基础同时要感谢的是我的所有同学们感谢学校给我们这次锻炼个人能力的机会,提高了我们的独立思考和运用查阅资料来解决问题的能力在与同学和老师的交流中,更增强了合作精神,也让我们的实践操作能力和动手应用能力得到进一步提高,把平时学的基本理论知识运用到实际生活当中,为以后走入社会、参加工作打下了良好的基础参考文献
(1)《机械设计》龙振宇主编机械工业出版社
(2)《机械传动及曲柄压力机》(上、下册)华中工学院等五院编人民教育出版社
(3)《机械设计》程志红主编东南大学出版社
(4)《机械设计课程设计》第二版朱文坚黄平主编华南理工大学出版社
(5)《机械设计手册》汝元功唐照民主编高等教育出版社。