曲柄压力机的传动机构设计Word格式.docx
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20
25
30
铝、钢
0.23
0.18
0.12
0.09
0.073
0.06
低碳钢
0.21
0.17
0.11
0.086
0.07
0.057
中碳钢
0.20
0.16
0.08
0.065
0.053
k1,k2-系数见下表:
k1值:
t/D
%
D/t
初拉伸时拉伸率dp1/D
0.45
0.48
0.5
0.52
0.55
0.6
0.65
0.7
0.75
5
2
1.2
0.8
0.2
0.1
50
83
125
200
500
1000
1.95
1.1
0.85
1.0
0.9
0.68
0.82
0.43
0.56
0.67
0.35
0.42
0.47
0.28
0.37
0.4
k2值:
t/dp1
再拉伸时拉伸率dp1/dp2
0.72
0.78
0.88
11
2.5
1.5
0.3
0.15
0.62
0.76
0.32
0.57
0.63
0.46
0.25
0.44
0.27
0.33
注:
1、凸模半径r=(4-6)t时,k2值增加5%
2、凸模半径较小时,k2值增加5%
3、第三次拉伸时,因进行中间退火,k2值取同系列最大值
在模具内弯曲时,成形力由下式计算:
P=k1F/1000KN
F-上下模接触面积mm²
K1-系数N/mm²
由下表选取:
材料
板厚<3mm
板厚3-10mm
铝
30-40
50-60
铜
60-80
80-100
100-120
120-150
3、拉伸力计算
以常见的圆筒形件为例,计算公式如下:
初拉伸:
p=πdp1tσbk1/1000KN
再拉伸:
p=πdp2tσbk1/1000KN
t-板厚mm
dp2-初拉伸时凸模直径mm
D-毛坯直径mm
圆筒形件坯料尺寸由下表计算:
拉伸件形状
计算公式A-表面积D坯料直径
A=
d²
+πdh
D=1.414d²
+4dh
(d²
+4h²
)
+4h1²
)+πdh2
+π²
h(d+1.274r)/2
D=
(d-2r)²
+
(d-0.726r)+πhd
根据工件形状用上述公式算出所需冲压力p,选用压力机公称力
Pg=p/0.75
2.2公称力行程Sg
公称力行程指压力机发生公称力时,滑块离开下死点的距离。
Sg值的大小决定于传动机构、离合器及飞轮电动机的能力。
因曲轴传递的扭矩随着Sg值的增大而增大,所以此值可按工艺用途来决定。
我国没有一定的标准。
且过去大都用离开死点前曲轴转角θg表示。
一般用途的压力机取θg=20-30°
。
长行程的拉伸压力机:
θg=15°
Sg值选取原则应该是在满足用户的基础上,尽量取最小值。
如用户提出拟冲板料厚度,根据冲裁工艺,凸模进入板料1/3处发生最大力。
凸模最后进入凹模为板厚的1/3。
Sg值或等于应大于板厚。
日本无统一标准,大多数工厂按θg=26°
选取。
美国JIC有统一规定,Sg值与滑块行程无关。
Sg为一定值。
见下表:
公称力KN
型式
<32
0-2000
>2000
开式直接传动
0.8(1/32)
1.6(1/16)
-
闭式单点
3.2(1/8)
6.4(1/4ⁿ)
6.4(1/4ⁿ)
2.3滑块行程S
它是只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大,随之而来的是齿轮模数和离合器尺寸均要增大,压力机造价增加。
而且模具的导柱套可能脱离,影像工件精度和模具寿命。
所以,应该适当选择行程长度。
三、传动系统的配置
3.1传动系统的配置
传动系统的作用是把电动机的能量传递给曲柄滑块机构。
并对电动机的转速进行减速,使其获得所需要的滑块行程次数。
设计传动系统时,必须使压力机结构紧凑、维修方便,性能良好外观美观。
3.2传动系统的布置方式
1、上传动及下传动的比较。
传动系统的配置在压力机工作台之上为上传动。
在工作台之下的为下传动,现有的通用压力机大多采用上传动机构。
虽然下传动结构亦具有不少优点,例如:
机器重心低,传动平稳、振动噪声小、压力机地面高度小,滑块导向长度系统在地坑中、基础造价高,维修不便。
所以只能有特殊要求时才采用。
2、曲轴纵放和横放的比较
传动系统曲轴安装型式有垂直于压力机正面(称为纵放)及平行于压力机正面(称为横放)两种型式。
旧式通用压力机多采用横放的安装型式。
这种布置,曲轴和传动轴比较长,受力点又支承的距离比较大,外观不够美观。
现代压力机越来越多的才用纵放的安装型式。
传动系统的刚性好、外观美观。
3、开示及闭式传动的比较
开式及闭式的传动系统指传动齿轮安放在机身外还是在机身之内。
开式传动工作条件较差、外观不美观。
但安装维修方便。
而闭式传动齿轮工作条件较好,外观美观。
如将齿轮浸入油池中,则大大减低了齿轮传动的噪声。
但安装维修叫困难。
现较多的是采用开式传动结构。
4、一般均采用单边传动。
对大规格开式压力机,且曲轴采用平行于压力机正面的有采用双边传动的结构型式。
所谓双边传动就是在一根轴上有二个齿轮共同传达扭矩。
对曲轴横放的开式双点压力机,曲轴为双曲拐长曲轴。
也采用双边传动。
3.3传动级数及速比的分配
压力机的传动级数与电动机的转速和滑块每分钟行程次数有关。
行程次数低,则总速比大,传动级数就应该多些,否则每级的速比过大,结构不紧凑,反之行程次数高,总数比小,传动级数可小些。
现有开式压力机传动级数一般不超过三级,行程次数在80次/分以上的用单级传动。
80-40次/分的用二级传动。
40-10次/分的用三级传动。
在选取电动机转速时,电机转速越低,可以减少总速比和传动级数。
但电机尺寸越大,价格越贵,电机效率越低。
不一定适合。
通常对二级和三级传动系统采用同步转速为1500转/分的电机。
对一级传动采用同步转速1000转/分。
在各级传动速比的分配要恰当。
通常三角皮带传动速比不超过6-8,齿轮传速比不超过7-9.减速比分配时,要保证飞轮有适当的转速。
也要注意布置的尽可能紧凑、美观和长、宽、高尺寸比例恰当。
对通用压力机的飞轮转速一般取380-450转/分。
因为转速太低会使飞轮作用力削弱。
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。
传动
齿轮付位置
中心距
模数
小齿轮
铸铁齿轮
钢齿轮
齿数
单边
低速付
(5-5.6)do
(5-6.5)do
0.01do
0.09do
14-21
高速付
(3-3.5)do
0.072do
0.064do
16-21
双边
(4.3-5.6)do
(3.5-4.6)do
0.085do
0.07do
(3-3.7)do
(2-2.3)do
(0.56-
0.84)do
0.048-
0.064)do
14-24
表中:
do-曲轴支承直径。
mm
大齿轮初定后,还要校核圆周速度v
V=πDOn/(60×
1000)m/sec
式中:
DO-大齿轮分度圆直径。
n-压力机每分钟行程次数。
1/min
允许的圆周速度见下表:
传动型式
齿轮付
位置
圆周速度
极限值
平均值
单边传动
0.9-3.5
2.4
4.6-5.7
5.3
双边传动
0.7-3.3
1.6
对铸铁齿轮:
3.1-4.4
4.1
对钢齿轮:
5.5-6.2
5.7
四、传动零件的计算特点
4.1齿轮传动
齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动。
按齿轮轴线的相对位置分平行轴圆柱齿轮传动、相交轴圆锥齿轮传动和交错轴螺旋齿轮传动。
具有结构紧凑、效率高、寿命长等特点。
齿轮传动是指主、从动轮轮齿直接、传递运动和动力的装置。
齿轮传动的特点是:
齿轮传动平稳,传动比精确,工作可靠、效率高、寿命长,使用的功率、速度和尺寸范围大。
例如传递功率可以从很小至几十万千瓦;
速度最高可达300m/s;
齿轮直径可以从几毫米至二十多米。
但是制造齿轮需要有专门的设备,啮合传动会产生噪声。
齿轮顶部的圆周叫做齿顶圆。
齿轮根部的圆周叫做齿根圆。
在工作图上要注明齿顶圆直径,齿坯外圆就是按这个尺寸加工的。
齿根圆直径一般不必标注,但确定齿轮结构时,有时要考虑这个尺寸的大小。
例如戴键槽的齿轮(图4-1),从齿跟圆到键槽之间,要有一定的厚度(δ>1.6m),否则齿轮受力时,将在此处裂开。
当齿根圆与键槽之间的距离δ小于此值时,应将齿轮与轴做成整体,分度圆刀齿顶圆的距离,称为齿顶高。
分度圆到齿跟圆的距离,称为齿根高。
齿顶高和齿根高之和,称为齿全高。
写成公式为:
D0=df+2h′
Di=df-2h′
h=h′+h″
式中D0—齿顶圆直径;
Di—齿根圆直径;
4-1带键槽的齿轮即齿轮轴
h′—齿顶高;
h″—齿根高;
h—齿全高。
齿轮传动类型和标准齿轮尺寸计算公式
常用的齿轮传动有两大类,一类称为标准齿轮传动,另一类称为变位齿轮传动。
1、分度圆上的齿厚与齿间相等,这是标准齿轮与变位齿轮的主要区别之一。
一对啮合的标准齿轮,模数相等,分度圆上的周节也相等,由于在分度圆上的齿厚与齿间相等,因此,主动轮和从动轮在分度圆上的齿厚与齿间彼此都是相等的,也就是说,一个齿轮在分度圆上的齿厚,等于另一个齿轮在分度圆上的齿间。
这一特点,正好符合一个齿轮在节圆上的齿厚,应等于另一个齿轮在节圆上的齿间的要求,所以标准齿轮的分度圆与节圆重合,即:
d1=df1=mz1
d2=df2=mz2
2、由于分度圆与节圆重合,所以啮合角α等于分度圆上的压力角α0,即α=α0。
3、两齿轮的中心距等于两齿轮分度圆半径子和,即:
A0=
=
(z1+z2)
4、齿顶高h′=f0m,式中f0称为齿顶高系数。
常用标准齿轮,f0=1;
另外一种短齿轮标准齿轮,f0=0.8。
5、齿根高比齿顶高多一个径向间隙C0m,以免两齿轮牙齿顶死,和用来储存润滑油,故齿根高h″=(f0+C0)m。
常用标准齿轮,C0=0.25;
短齿轮标准齿轮,C0=0.3。
6、标准齿轮的齿顶圆直径,为分度圆直径加两倍齿顶高,即:
D0=df+2h′-df+2f0m=m(z+2f0)
对于常用标准齿轮:
De=df+2f0m=df-2m-m(z-2)
对于短齿标准齿轮:
De=m(z+1.6)
而齿根高直径,为分度圆直径减两倍齿根高,即:
Di=df-2h″=df-2(f0-C0)m=m(z-2f0-2C0)
Di=m(z-2.2)
7、标准齿轮传动的重叠系数一般大于1.2,可不比验算。
为了便于使用,将标准直齿圆柱齿轮尺寸的计算公式列成表4-2。
表4-2标准直齿圆柱齿轮尺寸计算
名称
符号
公式
计算举例(J31-250型曲柄压力机传动齿轮,z1=18,z2=75)
模数
m
由强度确定
m=13mm
周节
t
t=πm
t=40.84mm
分度圆上的压力角(齿形角)
α0
α0=20°
啮合角
α
α=α0
α=20°
分度圆直径
df
df1=mz1,df2=mz2
df1=234mm,df2=975mm
节圆直径
d
d1=df1,d2=df2
d1=234mm,d2=975mm
齿顶高
h′
常用齿:
h′=1m;
短齿:
h′=0.8m
h′1=h′2=13mm
齿根高
h″
h″=1.25m
h″=1.1m
h″1=h″2=16.25mm
齿全高
h
h=h′+h″=2.25
h=1.9m
h1=h2=29.25mm
齿顶圆直径
De
De1=m(z1+2)
De2=m(z2+2)
De1=m(z1+1.6)
De2=m(z2+1.6)
De1=260mm
De2=1001mm
齿根圆直径
Di
Di1=m(z1-2.5)
Di2=m(z2-2.5)
Di1=m(z1-2.2)
Di1=m(z2-2.5)
Di1=201.5mm
Di2=912.5mm
基圆直径
d0
d01=df1cosα0=mz1cosα0
d02=df2cosα0=mz2cosα0
d01=219.80mm
d02=916.21mm
基节
tj
tj=πmcosα0
tj=38.38mm
中心距
A0
A0=
(df1+df2)=
m(z1+z2)
A0=604.5mm
4.2皮带传动计算
皮带传动分三角皮带传动和平皮带传动两种,其中三角皮带传动用得最多。
下面介绍皮带传动的设计计算方法。
设计计算的任务是合理选用三角皮带的截面型号、决定大小皮带轮的直径、中心距、皮带的长度等。
设计计算之前要掌握下面的已知条件:
(1)皮带传动的使用场合;
(2)皮带传递的功率N;
(3)主、从动皮带轮的转速n1和n2.
三角皮带传动的设计步骤如下:
1、选择皮带截面型号
平常所说的三角皮带实际上并不是“皮带”,而是“胶带”,它的型号有O、A、B、C、D、E、F七种,截面面积依次增大(见表4-3)
表4-3标准三角胶型号及截面尺寸(HGB4003-60)
型
号
截面尺寸及允许公差
截面积F
(mm²
尺寸
a(mm)
h(mm)
Φ(度)
yc(mm)
a0(mm)
O
40±
1
2.1
8.5
A
0.81
2.8
B
1.38
14
C
2.30
4.8
19
D
4.76
6.9
27
E
6.92
8.3
32
F
11.70
11.0
42
表4-4各种型号三角胶带适用的功率范围
传递功率
(千瓦)
0.1-0.75
0.75-2.2
2.2-5.7
3.7-7.5
7.5-20
20-40
40-75
75-150
150以上
推荐型号
O、A
O、A、B
A、B
B、C
C、D
D、E
E、F
截面积大,单根皮带所能承受的拉力大,能传递较大的功率。
所以,传递功率较大时,应选用较大的截面型号,以免皮带根数过多,各根皮带受力不均。
具体确定截面型号时可参考表4-4。
2、确定小皮带轮的计算直径D1
在传动比一定时,小皮带轮的直径小,大皮带轮的直径也会相应地减小,使结构紧凑,但皮带在轮子上弯曲得厉害,容易发生疲劳破坏,因此小皮带轮直径不能过小。
对于不同截面型号的皮带,下皮带轮的推荐用最小计算直径D1min见表4-3,可供设计时参考。
由于皮带的弯曲程度与h/D成正比(h是皮带的厚度),所以,截面打的皮带D1min应取得较大,以免弯曲力过大。
表4-5小皮带轮的荐用最小计算直径D1min
皮带型号
A
一般推荐最小直径(mm)
70
100
800
传动尺寸受限制时荐用最小直径(mm)
80
-
710
3、确定大皮带轮的计算直径D2
由式(4-4)可得:
D2=iD1
式中i为传动比,一般不超过7,特殊情况可到10,i不能过大,否则结构太庞大。
4、核算皮带的速度v
V按式(4-4)计算。
从式(4-6)可以看出,对于同样大小的有效拉力(s1-s2),v小,所能传递的功率N小;
v大,所能传递的功率N也大。
所以,在速度较小的情况下采用皮带传动式不利的,应尽量把皮带传动放在传动系统的第一级(即高速级)。
但是,我们要努力避免片面性和局限性。
不能只从这样一个理论公式来看问题,片面地提高速度。
因为速度太高后,皮带的离心力加大,皮带与皮带轮之间的正压力减小,引起摩擦力减小,有效拉力(s1-s2)也随之减小,所能传递的功率N反而降低。
一般,v应在5-25米/秒的范围,最适当的速度是15-25米/秒。
5、初定中心距A1
中心距一般需按传动结构的具体情况决定,但应在下列范围之内:
0.55(D1-D2)+h≤A1≤2(D1+D2)
式中h——皮带的厚度(4-4)mm
如果结构上无特殊要求,表4-8可供参考选用
表4-6中心距与大皮带轮计算直径的比值
i
3
≥6
A1/D2
0.95
6、确定皮带的长度L
由皮带传动中的几何关系,可以求出皮带的计算长度(即通过皮带截面重心的周长)为:
L1=2A1+
(D1+D2)+
算出结果后,应与三角胶带长度系列的选取的标准值相近。
计算实际中心距A
A≈A1-
式中A1——初定的中心距;
L1——根据A1算出来的皮带计算长度;
L标准选取的计算长度。
7、校核小皮带轮的包角a1
a1可按下式计算:
a1≈180°
-
×
60°
=180°
一般a1不应小于110°
-120°
当包角过小时,可用增大中心距A或减小传动比i来解决。
但A不能过大,否则会导致结构庞大和皮带的紧边、松变互相拍击,因此A一般不宜大于Amax=2(D1+D2)。
8、确定皮带的根数Z
Z≥
式中N——皮带传动所需传递的总功率(KW);
N0——皮带为180°
,单根三角皮带所能传递的功率。
K1——包角影响系数
K2——工作情况影响系数,曲柄压力机一般可取K2=0.8-0.9。
4.3传动轴
开始设计时,可按扭矩预选传动轴的直径,其公式为:
d=
式中Mn——作用在轴上的最大扭矩;
[τ]——许用剪应力,参考资料6取如下数值: