曲柄压力机的设计.docx
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曲柄压力机的设计
1压力机概述
1.1压力机的工作原理及构件
锻压设备在其生产中有很大的地位。
有本钱低、质量高、效率好、用途广泛的特点。
所以，锻压设备越来越多的替代切削设备和其他设备，在一些兴旺国家尤为明显，锻压设备所占的地位逐渐增大。
占比可以到达30%~40%。
而其中曲柄压力机是使用最多的。
曲柄压力机操作简单，能够广泛的运用到各个工业领域。
因而，工业先进国家的一个开展方向就是大批制作和应用曲柄压力机。
开式压力机和闭式压力机是压力机中重要的两大类。
下列图是曲柄压机的构造和工作原理。
电动机1经过V型皮带传递能量到大型皮带轮3；而后通过两级齿轮把电机的速度降下来再传递给偏心齿轮9；连杆12的上端面安装在凸轮上；下端面衔接滑块13。
这样就可以实现当偏心齿轮的旋转，实现连杆将滑块上下往复的运动。
就可以把工件放在上下模中进展加工的工作，完成工件的生产。
因为在生产进程中，滑块时动时停，所以安装离合器5和制动器4。
在整个过程周期中，按压时间非常短，所以大多数电机是空载的。
为了能够均衡电机负载，按飞轮能量利用率提高。
压力机的原理图
根据上图工作原理，下面把压力机分为这几个局部：
1偏心齿轮、连杆、滑块等零件组成曲柄滑块机构称为曲柄压力机的工作构造。
2齿轮和皮带等一系组件构成其传动系统。
3离合器、制动器构形成把持零碎。
4电动机、飞轮组成其动力系统。
5机身是其支撑部件。
6辅助系统。
1.2压力机的主要技术参数
曲柄压力机在本次设计的主要参数：
名称
参数
公称压力
3150KN
滑块行程
315mm
滑块行程次数
20
最大装模高度
490mm
装模高度调节量
200mm
2压力机的方案比照和选择
2.1传动系统的比照和设计
把电机的动能通过传递系统来输送到曲柄滑块装置，为了让滑块有规定的行程次数，就需要传动系统把电动机转速降到一个规定围。
以下是对传动系统中几个问题来分析比照，确定比拟优秀的方案。
2.1.1确定滑块上加力点的数目及机构的运动分析
按连杆的数量来区分的，分一、二、四点压力衣。
〔1〕单点：
滑块前后、左右尺寸小于1700mm；垫板前后尺寸小于2000mm，
〔2〕双点：
二者前后大小大于2000mm。
〔3〕四点：
所有大小都大于2000mm。
本设计采用单点式。
1〕曲柄滑块机构的选择
本次设计曲柄滑块机构类型是焦点正面安置〔焦点正面安置，是指交接点B的在OB线上来回直线运动〕。
下列图是运动关系计算简图
曲柄滑块机构是压力机采纳的错功能技工，也是大局部压力机所选用的。
其运动简图中个点所代表的意义。
O
曲轴的旋转中心
A
连杆与曲柄的连结点
B
连杆与滑块的连结点
OA
曲柄半径
AB
连杆长度
从图中可以看出，当OA用一定的速度旋转时，B就可以用相对应的速度上下往复直线运动。
齿轮和滑块组成滑块机构。
偏心齿轮相对于偏心心轴的颈部对应于曲柄半径并且具有恒定的偏心率。
固定在芯轴上固定。
芯轴上的颈部偏芯旋转，就是就回来柄旋转，连杆再使其滑块凹凸往返挪动。
结点正置的曲柄滑块机构
〔2-14〕
而
令
那么
而
所以
代入式〔1-13〕整理得：
〔2-15〕
由于
一般小于0.3，对于通用压力机，
一般在0.1-0.2围，故式可进展简化。
根据二项式定理，取
代入式〔2-14〕整理得：
〔2-16〕
式中：
S——滑块行程，
α——曲柄转角，
R——曲柄半径；
L——连杆长度
S0——为滑块行程315mm；
所以
因为
；其中取
；
那么
L=1450mm，λ在0.1-0.2围，所以符合要求。
2.1.2确定传动系统的布置方式
传动系统布置方式通过下面三个点讨论
〔1〕传动系统的安放位置
曲柄压力机的传动系统分为两种形式，上传动和下传动。
上传动顾名思义就是把传动系统安放在操作台的上面。
优点为：
地基简单，安装和维修都很便利，造价低。
上传动的缺陷是压力机由于机身重心高，所以运行时抖动，不够稳定。
原下传动顾名思义就是把传动系统安放在操作台的下面。
优点为：
因为机身比拟重心低，，抖动比拟小，运转安稳。
这样运动精度就会变高，提升工作质量；而且由于机身低，这样在一些车间不是很高的地方就可以使用。
缺点是：
地基复杂，安装和维修都很不便利，造价高。
从经济和普遍性思考，选择上传动。
〔2〕曲柄轴和传动轴的布置方式
曲柄轴和传动轴的安放形式有两种：
一是垂直于压力机侧面的放置，二是平行于侧面的放置。
当采用垂直于侧面的放置方式时，会使受力点和支撑轴间的距离相比于平行于正面放置小很多，使曲轴和传动轴长度小，刚度会比拟好。
采用垂直于侧面的放置方式，就很好的解决了曲轴和传动轴的刚度问题。
所以选择垂直于正面的放置方式。
〔3〕曲柄轴上齿轮的传动形式和安装部位
本次设计采纳单边齿轮传动的方式，相比于双边传动。
主要考虑的是其造价和压力，因为本次设计是一种经济型压力机，采用双边传动要求比拟高。
再通过齿轮的工作环境和美观方面考虑，选择把齿轮放在机身。
2.1.3确定传动级数和各传动比的分配
根打据本次设打计的作参数王企鹅要求，传动级数选带我打器皮去的择三级传动。
电动机选带我去的择转速为1460转/看后你分的电动机。
查阅资料文献确定各局部效率为：
偏就让他心齿轮滑动轴承效率
η4=0.96
闭式圆柱齿轮传动效率
η3=0.97
滚动轴承传动效率
η2=0.99
V带传动效率
η1=0.96
1〕传动装置的总传动比
压力机滑块的转速：
nω=20r/min
总传动比：
2〕分配各级传动比
查阅资料文献推荐传动比的围，选V带古传偶记动i1=3.25,一级古圆柱齿㔿轮传月动的传动比为：
i2=4.78；那么二级突然齿轮u传动比邮为：
3〕计算传动装置的运动参数和动力参数
0轴——电动机轴：
r/min
1轴——高速轴：
kW
r/min
2轴——低速轴：
kw
r/min
3轴——偏心齿轮轴：
kw
r/min
将计算的数据和列表1-1：
表1-1运动和动力参数表
轴名
参数
0轴
1轴
2轴
3轴
转速
〔r/min〕
1460
449.2
93.98
20
输入功率（kW）
30
28.8
26.03
24.74
输入转矩（N.m）
196.23
612.3
2645.1
11813.4
传动比i
3.25
4.78
4.7
2.1.4选择离合器和制动器的类型
本设计加固传动级数抉择㕆三级传动，最后的一级选用偏欧尼心齿的轮传动，所以选用㧽浮动嵌块式摩㕆擦离合器和制7他动器，且装在大鄄皮带固元膏轮轴上。
（1）离合器的选择
离合器所需要的扭矩：
〔2-17〕
式中：
β——储藏系数，取β=1.1~1.3；
Mq——偏心齿轮所需要传递就兔兔的扭矩，Mq=231636.35N·m；
i——安装离合器㐋的轴至偏IT个i心齿轮留个的传动比，i=22.5；
η——离合器至偏心齿轮固元膏之间的传动效率，对二级齿古轮传动取η=0.94；
由出次力文献㕆选取公称扭矩为Ml=13200N·m的浮动t8t嵌语98余音合的器。
（2）制动器的选择
制动器所需要的扭矩：
〔2-18〕
式中：
At——制动器的摩擦功，At=8118J；
φzh——制动器的制动角，应以偏心齿轮的转角来度量，φzh=50×л/1800=0.087；
ωzh——制动器轴的角速度，ωzh=3.14×449.2/30=47r/s；
由资料文献选取公称扭矩为Mzh=6180N·m的浮动嵌一个欧陆制动器。
2.2电动机的选择
其功率为：
（2-1）
式中：
Nm——平均功率〔kW〕；
A——工作循环总能量〔J〕；
t——工作循环时间〔S〕；
（2-2）
式中:
n——滑块行程次数〔次/分〕；
——行程利用系数，采用手工送料=0.65；
为了使飞轮尺寸不致过大，以及电动机平安运转等因素，故需将电动机的平均功率
选得大些，即：
（2-3）
式中：
k——为电动机选用功率与平均功率比值，一般为1.2～1.6，取k=1.2；
压力机一工作循环所消耗的能量A为：
（2-4）
〔1〕工作变形功A1
由于压力机所运用的不同工艺，使其工件变形要做的功有差异，因而工件变形功为：
〔2-5〕
其中δ通常取：
〔2-6〕
式中：
Pg——公称压力为
；
δ——切断厚度〔m〕；
δ0——板料厚度〔m〕。
对于慢速压力机〔两级及两级以上传动的压力机〕
〔2-7〕
故有：
〔2〕拉延垫工作功A2
消耗的能量取决电于焊盘的拉力和互惠义务行偶程，依据资料，取压力好机额外力的1/6，相当于见到过是滑块佀行程的1/6，即：
〔2-8〕
式中：
S0——滑块行程长度
S0=0.315m。
〔3〕工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量A3
曲柄滑块机构所做的功可以用的公式表现：
〔2-9〕
式中：
Pm——任务行程中平均就会变力〔N〕；
αg——工作行程曲柄转角〔度〕，公称压力角αP=αg=200；
mµ——摩擦当量力臂〔m〕，mµ=26mm；
故有：
〔4〕工作行程时由于压力机受力系统的弹性变形所消耗的能量A4
当压力机在其路程上任务的时分，比方说机身与曲柄滑块机构被负载导致变形，当然是弹性形变，这样就会损耗能量。
但是在这个冲程的过程当中，有一些弹性变形的能量反而可以转化为有用的能量，这样得出：
〔2-10〕
式中：
yc——变形〔m〕。
〔2-11〕
1——刚度〔kN/mm〕，查找资料，取700kN/mm。
〔5〕压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量A5
冲压件的构造大小，外表的加工量和皮带的力等，都决定着能量损失的多少。
根据参考文献得：
〔6〕滑块停顿飞轮空转时所消耗的能量A6
通用压力机飞轮空转时所消耗的能量：
〔2-12〕
式中：
N6——压力机飞轮空转所需的功率，由参考文献[7]图7-7得N6=3.5kW；
t——循环周期的时间（S）；
t1——曲柄转一圈的时间（S）。
故有：
〔7〕单次行程时，离合器接合所消耗的能量A7
离合器接合时所消耗的能量：
〔2-13〕
〔8〕总功A
电动机功率：
通过查找手册〔机械设计手册〕对应数据，最后选择使用JR-72-4电动机；Ne=30kw，ne=1460r/min。
第三章主要零件的设计与校核
3.1V带和带轮设计
1〕确定计算功率Pca
由参考文献查得工作情况系数K=1.2，故
kW
2〕选取窄V带带型
根据Pca、n由参考文献确定选用SPA型。
3〕确定带轮基准直径
由参考文献取主动基准直径dd1=280mm。
根据参考文献，从动轮基准直径dd2；
mm
按参考文献验算带的速度
m/s<35m/s
带的速度适宜。
4〕确定窄V带的基准直径和传动中心距
根据
，初步确定中心距
mm。
根据参考文献计算带所需的基准长度
=3668.3mm
由参考文献选带的基准长度
mm。
按参考文献计算实际中心距
mm
取a=845mm。
5〕验算主动轮上的包角α1
由参考文献得
主动轮上的包角适宜。
6〕计算窄V带的根数z
由参考文献知
由n1=1460r/min、dd1=280mm、i=3.25，查参考文献得：
kW，
kW
查参考文献得Kα=0.97，表8-2得KL=1.06，那么
取
根。
7〕计算预紧力
由参考文献知
查表得
kg/m，故
N
8〕计算作用在轴上的压轴力
由参考文献得
N
3.2齿轮的设计
3.2.1概述
本设计采纳直齿轮作为压力机的传递动件，原因是如果采用斜齿轮的话，它会产生的轴向力是非常大的，导致偏心齿轮的方向发生变化，导致机器不能正常工作。
所以选择直齿轮。
本设计采纳偏心齿轮来代替曲轴，优于曲轴有如下几点：
（1）偏心齿轮机构的受力状况较好，增加零件的使用寿命。
（2）由于代替原来的曲轴，使其传动局部更加整体化，可采用封闭式构造
（3）偏心齿轮比曲轴的本钱更低，制作更简单。
综上述优点，所以采用偏心齿轮代替曲轴。
3.2.2一级传动齿轮的设计
〔1〕确定齿轮精度等级及材料
1〕材料选择:
：
小齿轮材料为40cr（调质）硬度280HBS，
大齿轮材料为45钢（调质）硬度240HBS；
2〕精度由参考文献：
压力机为通用机械，选取7级精度；
3〕选取齿轮齿数为：
大齿轮齿数：
，取Z2=86；
〔2〕按齿面接触强度设计
按参考文献算得:
确定公式各计算数值
1〕试选:
Kt=1.3；
2〕小齿轮传递的转矩:
T1=7.5×105N.m
3〕由参考文献选取齿宽系数：
Φd=1；
4〕由参考文献[查得材料的弹性影响系数:
ZE=189.8MPa1/2；
5〕由参考文献按齿面硬度查得:
小齿轮的接触疲劳极限为σHlim1=600MPa；
大齿轮的接触疲劳极限为σHlim2=550MPa；
6〕由参考文献[2]式（10-13）计算应力循环次数:
7〕由参考文献查得接触疲劳寿命系数:
kHN1=0.92，kHN2=0.97；
8〕计算接触许用应力:
取失效概率为
平安系数S=1；
由参考文献得:
计算：
1〕计算小齿轮分度圆直径d1t:
2〕计算圆周速度:
3〕计算齿宽b及模数mn:
4〕计算载荷系数k：
使用系数:
KA=1；根据ν=2.67m/s，7级精度；由参考文献查得动载系数
Kv=1.1；
由参考文献查得KHβ的计算公式为:
由参考文献查得:
KFβ=1.3；
由参考文献查得:
KHα=KFα=1.2；
故载荷系数：
5〕按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径由参考文献得:
6〕计算模数m:
故查参考文献取标准模数:
m=14mm。
〔3〕按齿根弯曲疲劳强度校核:
确定公式个计算数值:
1〕
2〕
3〕
4〕由参考文献查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：
σFE1=500MPa，σFE2=380MPa；
5〕由参考文献查得弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.85，kFN2=0.88；
6〕许用弯曲应力：
取S=1.4
7〕查取齿形系数由[1]表10-5查得YFa1=2.91，YFa2=2.18；Ysa1=1.53，Ysa2=1.79；
比拟可知
。
8〕计算代入数值得:
故弯曲强度符合要求。
〔4〕几何尺寸计算
1〕计算中心矩:
那么圆整后取a=730mm。
2〕计算大,小齿轮分度圆直径:
3〕计算齿轮宽度:
圆整后取
，
.
4〕验算:
适宜。
3.2.2偏心齿轮的设计
〔1〕确定齿轮精度等级及材料
1〕材料选择：
小齿轮材料为40cr（调质）硬度280HBS
大齿轮材料为40cr调质）硬度280HBS
2〕精度由参考文献：
压力机为通用机械，选取7级精度；
3〕选取齿轮齿数为：
，大齿轮齿数：
，取Z2=80；
〔2〕按齿面接触强度设计
按参考文献算得:
确定公式各计算数值
1〕试选:
Kt=1.3；
2〕小齿轮传递的转矩:
T1=2.6×106N.m；
3〕由参考文献选取齿宽系数：
Φd=1；
4〕由参考文献查得材料的弹性影响系数:
ZE=189.8MPa1/2；
5〕由参考文献按齿面硬度查得:
小齿轮的接触疲劳极限为σHlim1=600MPa；
大齿轮的接触疲劳极限为σHlim2=600MPa；
6〕由参考文献计算应力循环次数:
7〕由参考文献查得接触疲劳寿命系数:
kHN1=0.96，kHN2=0.98；
8〕计算接触许用应力:
取失效概率为
平安系数S=1；
由参考文献得:
计算：
1〕计算小齿轮分度圆直径d1t:
2〕计算圆周速度:
3〕计算齿宽b及模数mn:
4〕计算载荷系数k：
使用系数:
KA=1；根据ν=0.89m/s，7级精度；由参考文献查得动载系数
Kv=1.05；
由参考文献查得KHβ的计算公式为:
由参考文献查得:
KFβ=1.28；
由参考文献查得:
KHα=KFα=1.2；
故载荷系数：
5〕按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径由参考文献得:
6〕计算模数m:
故查参考文献取标准模数:
m=20mm。
〔3〕按齿根弯曲疲劳强度校核:
确定公式个计算数值:
1〕
2〕
3〕
4〕由参考文献查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：
σFE1=500MPa，σFE2=500MPa；
5〕由参考文献查得弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.91，kFN2=0.91；
6〕许用弯曲应力：
取S=1.4
7〕查取齿形系数由参考文献查得YFa1=2.97，YFa2=2.19；Ysa1=1.52，Ysa2=1.785；
比拟可知
。
8〕计算代入数值得:
故弯曲强度符合要求。
〔4〕几何尺寸计算
1〕计算中心矩:
2〕计算大,小齿轮分度圆直径:
3〕计算齿轮宽度:
圆整后取
，
。
4〕验算:
，适宜。
3.3轴的设计
3.3.1大皮带轮轴的设计
〔1〕确定轴的直径
开场设计时，可按扭矩预选传动轴的直径，由参考文献[7]式〔5-5〕有：
〔3-1〕
式中：
Mn——作用在轴上的最大扭矩〔N·m〕，Mn=13200N·m；
[τ]——许用剪应力，参考文献取如下值：
45钢调质[τ]=500×105Pa
输出轴受扭最大处的直径为安装离合器处，试取d=110mm；轴的设计及校核见图3-1和图3-2。
图3-1大皮带轮轴
图3-2轴的载荷分析图
〔2〕轴的强度校核
截面C是轴的不平安面，从构造图和扭矩看出。
截面C处计算的MH、MV及M的值列于下表：
危险截面载荷参数
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=3193.74N
FNH2=1663.40N
FNV1=-219.22N
FNV2=1596.29N
弯矩M
MH=0
MV1=-50420.6N·mm
MV2=798145N·mm
总弯矩
M1=0，M2=799736N·mm
扭矩T
T3=13200000N·mm
进展验算时，一般只验算危险截面C的强度，可根据参考文献及上表中的数值，轴的计算应力：
许用应力：
因此σ<[σ]，故平安。
3.3.2中间轴的设计
〔1〕确定轴的直径
刚设计的时候，可以按照按扭矩雨轩传动轴的直径，由参考文献[7]式〔5-5〕有：
式中：
Mn——作用在轴上的最大扭矩〔N·m〕，Mn=44248.78N·m；
[τ]——许用剪应力，参考文献[7]取如下值：
40Cr调质[τ]=630×105Pa
输出轴最小的直径为安装大齿轮处，试取d=155mm；轴的设计及各段长度见附图。
〔2〕轴的强度校核
截面C是轴的不平安面。
将截面C处计算的MH、MV及M的值列于下表：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=-9270.07N
FNH2=4177.02N
FNV1=2516.76N
FNV2=11476.28N
弯矩M
MH1=1002484.8N·mm
MH2=-355005N·mm
MV1=975369.6N·mm，
MV2=2754307.2N·mm
总弯矩
M1=2921909.31N·mm，M2=1063486.87N·mm
扭矩T
T3=2645100N·mm
危险截面载荷参数
进展验算时，一般只验算危险截面C的的强度。
查阅资料及上表中的数值，轴的计算应力：
许用应力：
因此σ<[σ]，故平安。
3.3.3偏心齿轮轴的设计
压力机采用芯轴的形式较多，主要有整体式、两段式和套筒式。
本设计采用整体式芯轴。
原因是构造比拟简单，装配容易，刚度好。
芯轴一般采用45号钢，需经调质处理。
局部需经磨削加工，光洁度为▽7~8。
先定一个芯轴直径，然后进展构造方面的设计，最后进展强度的验算。
1〕选45号钢当材料时。
芯轴直径〔与偏心齿轮承配合处〕的经历公式是：
〔3-2〕
式中：
P0——连杆上的作用力，P0=Pg=3150〔kN〕；
试取d0=260mm；进展构造设计如图3-3所示：
图3-3压力机偏心齿轮计算简图
进展强度校核，转化为简支梁的计算如图3-4：
图3-4芯轴强度的计算简图
上述四式中：
lA1、lA2——芯轴轴瓦长度0.28m。
由构造图可知：
l1=l2=140mm=0.14m；l3=220mm=0.22m；l=660mm=0.66m；
2〕进展强度校核
由强度计算公式有：
〔3-3〕
式中：
Mmax——最大弯矩，一般是MB最大，所以选Mmax=MB=231636.35N.m；
[σ]——许用弯曲应力，由参考文献[7]表3-9选取[σ]=140MPa。
所以，强度满足要求。
3.4连杆的设计
3.4.1连杆及装模高度调节机构
压力机的装模高度要可以调节，来对应尺不寸不同好大小的模具。
所以把连杆做成可调节的，由连杆体和调节螺杆组和。
装模高度由连杆调节。
下部与滑块，上部和偏心齿轮。
转动调节螺杆，改变连杆的长度。
滑块和装模高度调节机构的主要数据看零件图，滑块部件重量：
35.6kN，装模高度调节速度：
84.7mm/min，调节电动机功率：
2.2kW，调节电动机转速：
750r/min，采用单级涡轮蜗杆传动，速比：
i=85，蜗杆系数：
q=12,齿宽：
B=25mm。
3.4.2连杆及调节螺杆的强度校核
1〕调节螺杆最大压缩应力校核
压力机运行时连杆受到压力作用。
连杆接头材料为稀土球铁，螺杆材料为45号钢。
连杆尺寸如图3-5所示：
图3-5压力机连杆及螺纹图
螺杆强度：
〔3-4〕
式中：
d0——连杆上最小的直径，d0=155mm。
由参考文献[7]取[σy]=1800×105Pa。
所以，螺杆强度符合要求。
螺纹强度：
〔3-5〕
式中：
S——螺距；
h——螺纹牙根的高度，对于特种锯形螺纹
；
对于梯形螺纹
。
那么：
因为连杆采用球铁QT45-5材料，所以[σ]=700×105Pa；σ稍大于[σ]，认为可以使用。
3.4.3滑动轴承的校核
在压力机中，曲柄放滑块机高构的欧亨利旋转看你或摆就会动速开会度较低，但载荷较大，故应检好验作用在滑动欧喲轴承〔或叫轴瓦〕久筽上的压强。
1〕单点压力机的曲柄滑块机构，连杆大端轴承的压强为：
〔3-6〕
式中：
dA——轴承直径（m）；
lα——轴承长度（m）；
由参考文献[7]表3-14选择材料为ZQSn6-6-3。
铸锡锌铝青铜，[PA]=30MPa。
所以强度满足要求。
2〕芯轴轴承的强度为：
〔3-7〕
式中：
d0——轴承直径（m）；
l0——轴承长度（m）；
由参考文献[7]表3-14，知[P0]=250MPa；
所以强度满足要求
3〕轴承座压强：
〔3-8〕
式中：
dB——轴承底度座轴瓦长度（m）；
由参考文献[7]表3
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