曲柄壓力機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)【含5張CAD圖紙+文檔全套】

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Crank press machine uses crank slide block mechanism as working mechanism,machine driving system passes the movement and energy of electromotor to working mechanism, bringing forge to the die by slide block,in order to let roughcast engender transmutation. In this paper,the subject is the punching machine,it is designed in accordance with the related machine now and designed the working system of 6300KN punching machine.The design has been done through three steps: firstly,draw up total transmission; secondly, design each part; at last, economy estimation. In this paper, the design mainly consists of some parts: crank slide mechanism, gear deriving system, clutch and detent, electromotor and flywheel, supporting and appertain equipment. The design program used the new parts type and arrangement. The machine works by the control of the frictional clutch and detent. Electromotor drives the link screw to fit the diffent height of die. Using four-side regulative guider, improves the precision of the punching machine. The machine has installed over loading protector, slide block balance equipment, pledging the machine work safety and dependable. Keyword: forge and press machine ；crank slide block mechanism ；closed-single press machine 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第一章 概述 4 1.1鍛壓設(shè)備的發(fā)展 4 1.2機(jī)械壓力機(jī)的主要類型 5 1.3曲柄壓力機(jī)的工作原理 6 1.4曲柄壓力機(jī)的技術(shù)參數(shù) 7 1.5論文內(nèi)容 8 1.5.1設(shè)計(jì)內(nèi)容 8 1.5.2壓力機(jī)主要技術(shù)參數(shù) 8 第二章 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)分析與受力分析 9 2.1曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律 9 2.2 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的受力分析 12 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)的布置及設(shè)計(jì) 16 3.1傳動(dòng)系統(tǒng)的布置方式 16 3.2傳動(dòng)級(jí)數(shù)和各級(jí)數(shù)比分配 16 3.3離合器和制動(dòng)器安裝位置的確定 17 第四章 設(shè)計(jì)計(jì)算 17 4.1 工作機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算——曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 17 4.1.1 芯軸設(shè)計(jì)計(jì)算 17 4.1.2 連桿及裝模高度調(diào)節(jié)裝置 22 4.1.3 調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)容量選擇 24 4.1.4 滑塊與導(dǎo)軌 25 II 4.1.5 蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)計(jì)算 26 4.2 傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 27 4.2.1 低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 27 4.2.2 高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 31 4.2.3 傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算 34 4.3 操縱系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算——離合器與制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 38 4.3.1 制動(dòng)器和離合器的工作原理 38 4.3.2 摩擦離合器的設(shè)計(jì) 39 4.3.3摩擦制動(dòng)器設(shè)計(jì)計(jì)算 42 4.4 能源系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算——電動(dòng)機(jī)的選擇和飛輪的設(shè)計(jì) 45 4.4.1 電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算 45 4.4.2 飛輪的確定 47 第五章 支承、輔助及附屬裝置的設(shè)計(jì) 51 5.1 支承部件——機(jī)身的設(shè)計(jì) 51 5.1.1立柱與拉緊螺栓的設(shè)計(jì)計(jì)算 51 5.1.2上梁的計(jì)算 54 5.1.3底座的計(jì)算 55 5.1.4機(jī)身變形的計(jì)算 56 5.2 附屬裝置 57 5.3 輔助裝置 57 第六章經(jīng)濟(jì)技術(shù)綜合分析 57 II 6.1 經(jīng)濟(jì)分析 58 6.2 技術(shù)分析 58 6.3 環(huán)境分析 58 第七章結(jié)論 60 參考文獻(xiàn) 61 致謝 62 III 第一章 概述 1.1鍛壓設(shè)備的發(fā)展 鍛壓工業(yè)的發(fā)展主要是由于在世界范圍日益要求用更難變形的材料制造越來(lái)越大和越來(lái)越復(fù)雜的鍛件。由于宇航工業(yè)今后的需要，地面動(dòng)力系統(tǒng)、噴氣發(fā)動(dòng)機(jī)和飛機(jī)鍛件數(shù)量的增大以及在工藝上的劇烈競(jìng)爭(zhēng)，要求不斷的提高目前的工藝水平。因此，有效的利用現(xiàn)在的鍛壓設(shè)備和設(shè)計(jì)性能優(yōu)越的鍛壓設(shè)備是必然的[11]。 由于采用現(xiàn)代的鍛壓工藝生產(chǎn)工件具有高效率、質(zhì)量好、能量省和成本低的特點(diǎn)，鍛壓生產(chǎn)在工業(yè)生產(chǎn)中的地位越來(lái)越重要，鍛壓機(jī)械在機(jī)床中的比重也越來(lái)越大。雖然采用鍛壓機(jī)械進(jìn)行鍛壓生產(chǎn)只有百余年的歷史，但鍛壓機(jī)械在整個(gè)金屬加工設(shè)備生產(chǎn)中占18-30%，金額占20-40%。在鍛壓機(jī)械中，又以曲柄壓力機(jī)最多，占一半以上。用曲柄壓力機(jī)可以進(jìn)行沖壓和模鍛等工藝生產(chǎn)，它廣泛用于汽車、農(nóng)業(yè)機(jī)械、電器儀表、國(guó)防工業(yè)以及日用品等公益生產(chǎn)部門。隨著工業(yè)的發(fā)展，曲柄壓力機(jī)的品種和數(shù)量越來(lái)越多，質(zhì)量越來(lái)越高，壓力越來(lái)越大。它在機(jī)械制造工業(yè)以及其他工業(yè)的鍛壓生產(chǎn)中作用越來(lái)越顯著。例如，冷擠壓工藝是一項(xiàng)新興工藝，用冷擠壓生產(chǎn)的零件表面粗糙度小，尺寸精度高，直徑為20-30mm的零件其公差范圍可控制在0.015mm以內(nèi)，因此，所生產(chǎn)的零件不需要進(jìn)行或少量進(jìn)行切削加工即可使用。大大提高了生產(chǎn)率，并節(jié)約了原材料。隨著冷擠壓工藝的發(fā)展，各種類型的擠壓機(jī)應(yīng)運(yùn)而生，正在使加工行業(yè)產(chǎn)生巨大變化。再加，在日用品及家用電器生產(chǎn)中，如果不采用高速?zèng)_壓自動(dòng)機(jī)，產(chǎn)品的成本與質(zhì)量在國(guó)際市場(chǎng)上將失去競(jìng)爭(zhēng)力。因此，大量制造和使用曲柄壓力機(jī)，已成為工業(yè)先進(jìn)國(guó)家的發(fā)展方向之一[3]。 近年來(lái)，曲柄壓力機(jī)正向著高速度的高精度的方向發(fā)展，并努力降低噪音，提高安全性，擴(kuò)大自動(dòng)化程度，改善勞動(dòng)條件。特別是采用微型計(jì)算機(jī)控制的曲柄壓力機(jī)，更具有先進(jìn)的水平。 1.2機(jī)械壓力機(jī)的主要類型 根據(jù)JB/GQ2003-84標(biāo)準(zhǔn)[3]，鍛壓機(jī)械分為八類，其中第一類機(jī)械壓力機(jī)包括曲柄壓力機(jī)的主要類型，此外，在第三類線材成型自動(dòng)機(jī)、第五類鍛機(jī)、第六類剪切機(jī)和第七類彎曲校正機(jī)中都包括有曲柄壓力機(jī)。 在JB/GQ2003-84的型譜[3]中，單柱壓力機(jī)、開(kāi)式壓力機(jī)和閉式壓力機(jī)屬于通用壓力機(jī)。所謂單柱、開(kāi)式和閉式是指機(jī)身的型式。閉式壓力機(jī)機(jī)身左右封閉，只能從前后方向接近模具，操作不太方便，但機(jī)身剛度高，壓力機(jī)精度好。開(kāi)式壓力機(jī)機(jī)身左右及前后都敞開(kāi)，能從三個(gè)方向接近模具，操作方便，但機(jī)身剛度低，特別是有 角變形存在，影響精度。開(kāi)式壓力機(jī)機(jī)身的后面還有一個(gè)開(kāi)口，便于出料。單柱壓力機(jī)，其機(jī)身也是左右及前后敞開(kāi)，但后壁無(wú)開(kāi)口。有時(shí)，我們把后面兩種壓力機(jī)統(tǒng)稱為開(kāi)式壓力機(jī)。上述三種壓力機(jī)中均只有一組曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，成為單點(diǎn)壓力機(jī)。適用于小型壓力機(jī)，或工作臺(tái)較小的中型壓力機(jī)。若工作臺(tái)面較大，則有兩組或四組曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，相應(yīng)稱為雙點(diǎn)或四點(diǎn)壓力機(jī)。此外，按照工作臺(tái)的形式，機(jī)身是否可傾等分為固定臺(tái)、活動(dòng)臺(tái)、柱形臺(tái)以及可傾壓力機(jī)等。 1.3曲柄壓力機(jī)的工作原理 曲柄壓力機(jī)是鍛壓生產(chǎn)中廣泛使用的一種鍛壓設(shè)備。它可以應(yīng)用于板料沖壓、模鍛、冷熱擠壓、冷精壓和粉末冶金等工藝。 曲柄壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)通過(guò)曲柄連桿使滑塊呈往復(fù)運(yùn)動(dòng)，利用滑塊發(fā)出的壓力使毛坯產(chǎn)生塑性變形，以制成一定形狀的鍛壓件。因此，它具有以下特點(diǎn)： （1）曲柄連桿機(jī)構(gòu)是剛性聯(lián)接的，滑塊是具有強(qiáng)制運(yùn)動(dòng)性質(zhì)，滑動(dòng)塊的行程次數(shù)，速度和加速度一定規(guī)律變化。 （2）工作時(shí)封閉高度不變。 （3）一個(gè)工作循環(huán)中負(fù)荷時(shí)間較短，電動(dòng)機(jī)是按平均功率選用的，所以曲柄壓力機(jī)既需要飛輪存儲(chǔ)和釋放能量。 （4）工作時(shí)機(jī)身組成一個(gè)封閉的受力系統(tǒng)，對(duì)基礎(chǔ)沒(méi)有劇烈的沖擊和震動(dòng)。 1-電動(dòng)機(jī) 2-小皮帶輪 3-大皮帶輪 4-制動(dòng)器 5-離合器 6-小齒輪 7-大齒輪 8-小齒輪 9-偏心齒輪 10-芯軸 11-機(jī)身 12-連桿 13-滑塊 14-上模 15-下模 16-墊板 17-工作臺(tái) 18-液壓氣墊 圖1.1 曲柄壓力機(jī)運(yùn)動(dòng)原理圖 圖1.1為曲柄壓力機(jī)的工作原理圖，其工作原理如下： 電動(dòng)機(jī)1帶動(dòng)皮帶傳動(dòng)系統(tǒng)2、3，將動(dòng)力傳到小齒輪6，通過(guò)6和7，8和9兩級(jí)齒輪減速傳到曲柄連桿機(jī)構(gòu)，大齒輪7同時(shí)又起飛輪作用。齒輪9制成偏心齒輪結(jié)構(gòu)，它的偏心輪部分就是曲柄，曲柄可以在芯軸10上旋轉(zhuǎn)。連桿12一端連到曲軸偏心輪；另一端與滑塊鉸接，當(dāng)偏心齒輪9在與小齒輪8嚙合轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，連桿擺動(dòng)，將曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榛瑝K的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。上模裝在滑塊上，下模固定在墊板上，滑塊帶動(dòng)上模相對(duì)下模運(yùn)動(dòng)，對(duì)放在上、下模之間的材料實(shí)現(xiàn)沖壓[4]。 壓力機(jī)的組成： （1）工作機(jī)構(gòu)：一般為曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，由曲柄、連桿和滑塊等零件組成。 （2）傳動(dòng)機(jī)構(gòu)：包括齒輪傳動(dòng)和皮帶傳動(dòng)等機(jī)構(gòu)。 （3）操作系統(tǒng)：如離合器和制動(dòng)器。 （4）能源系統(tǒng)：如電動(dòng)機(jī)和飛輪。 （5）支撐部件：如機(jī)身。 除上述基本部分以外，還有多種輔助系統(tǒng)與附屬裝置，如潤(rùn)滑系統(tǒng)、保護(hù)裝置以及氣墊等[4]。 1.4曲柄壓力機(jī)的技術(shù)參數(shù) 曲柄壓力機(jī)的技術(shù)參數(shù)反映了壓力機(jī)的工藝能力，加工零件的尺寸范圍以及有關(guān)生產(chǎn)率等指標(biāo)，分述如下： （1）公稱壓力Pg及公稱壓力行程Sp 曲柄壓力機(jī)的公稱壓力（或稱額定壓力）是指滑塊離死點(diǎn)前某一特定距離（此特定距離稱為公稱壓力行程或額定壓力行程）或曲柄旋轉(zhuǎn)到離下死點(diǎn)某一特定角度（公稱壓力角或額定壓力角）時(shí)，滑塊所容許承受的最大作用力。例如630、1000、1600、250、3150、4000、6300KN。 （2）滑塊行程S 指滑塊從上死點(diǎn)到下死點(diǎn)所經(jīng)過(guò)的距離。它的大小反映壓力機(jī)的工作范圍。 （3）滑塊行程次數(shù)n 它是指滑塊每分鐘從上死點(diǎn)到下死點(diǎn)，然后再回到上死點(diǎn)所往復(fù)的次數(shù)。 （4）裝模高度H及裝模高度調(diào)節(jié)量△H 裝模高度是滑塊在下死點(diǎn)時(shí)，滑塊下表面到工作板上表面的距離。當(dāng)裝模高度調(diào)節(jié)裝置將滑塊調(diào)節(jié)到最上位置時(shí)，裝模高度達(dá)到最大值，稱為最大裝模高度。裝模高度調(diào)節(jié)裝置所調(diào)節(jié)的距離稱為最大裝模高度調(diào)節(jié)量。 （5）工作臺(tái)板及滑塊底面尺寸 指壓力機(jī)工作空間的平面尺寸，它的大小直接影響所安裝的模具的平面尺寸以及壓力機(jī)平面輪廓的大小。 （6）喉深 它是指滑塊的中心線至機(jī)身的距離，是開(kāi)式壓力機(jī)和單柱壓力機(jī)的特有參數(shù)。 1.5論文內(nèi)容 1.5.1設(shè)計(jì)內(nèi)容 本壓力機(jī)的設(shè)計(jì)分三步進(jìn)行：首先，擬定總傳動(dòng)方案；其次，設(shè)計(jì)主要零部件；最后，進(jìn)行經(jīng)濟(jì)評(píng)估。 擬定總傳動(dòng)方案 這部分主要任務(wù)是初步確定壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的布置方案，包括壓力機(jī)的傳動(dòng)級(jí)數(shù)、主軸和傳動(dòng)軸相對(duì)于壓力機(jī)的位置及離合器制動(dòng)器的位置等。 設(shè)計(jì)主要零部件 這部分的主要內(nèi)容有曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算、傳動(dòng)零件的計(jì)算、飛輪的設(shè)計(jì)和電動(dòng)機(jī)的選擇、機(jī)身的設(shè)計(jì)計(jì)算以及附屬裝置和輔助系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。 經(jīng)濟(jì)評(píng)估 這是設(shè)計(jì)的產(chǎn)品在經(jīng)濟(jì)上的可行性分析以及對(duì)環(huán)境影響的評(píng)估。 1.5.2壓力機(jī)主要技術(shù)參數(shù) 本次設(shè)計(jì)曲柄壓力機(jī)，其主要技術(shù)參數(shù)如表1.1所示： 名稱 符號(hào) 單位 量值 公稱壓力 Pg KN 6300 公稱壓力行程 Sp mm 8 滑塊行程 S mm 230 滑塊行程次數(shù) n 次/min 40 最大裝模高度 H1 mm 360 裝模高度調(diào)節(jié)量 △H1 mm 90 表1.1 曲柄壓力機(jī)主要技術(shù)參數(shù) 第二章 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)分析與受力分析 2.1曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖2.1所示。O點(diǎn)表示曲柄的旋轉(zhuǎn)中心，A點(diǎn)表示連桿與曲柄的連接點(diǎn)，B點(diǎn)表示連桿與滑塊的連接點(diǎn)，OA表示曲柄半徑，AB表示連桿長(zhǎng)度。當(dāng)OA以角速度ω作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)，B點(diǎn)則以速度ν作直線運(yùn)動(dòng)。 圖2.1 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖 （1）滑塊位移 圖2.2 結(jié)點(diǎn)正置的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)關(guān)系簡(jiǎn)圖 滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系可表達(dá)為： S=(R+L)-(Rcosα+Lcosβ) (2-1) 而 sinβ= 令 則 所以 代入式（1-1）整理得 （2-2） 對(duì)于通用壓力機(jī)，一般在0.1~0.2范圍內(nèi)， 故（1-1）可進(jìn)行簡(jiǎn)化： 故式（1-1）變?yōu)? （2-3） 式中： S——滑塊位移，從下死點(diǎn)算起，向上為正； ——曲柄轉(zhuǎn)角，從下死點(diǎn)算起，與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反為正； R——曲柄半徑； ——連桿系數(shù)。 由圖2.2并利用余弦定理 （2-4） 令 則式可寫成 （2-5） （2）滑塊速度 現(xiàn)有國(guó)內(nèi)通用壓力機(jī)的滑塊最大速度為130~435mm/s。 而 所以 式中： ——滑塊速度，方向向下為正； ——曲柄角速度； n——曲柄轉(zhuǎn)速，即滑塊行程速度。 （3）滑塊加速度 式中 ——滑塊加速度，方向向下為正。 本次設(shè)計(jì)壓力機(jī)的滑塊行程S=230mm，連桿長(zhǎng)度L=920mm，曲柄轉(zhuǎn)速n=40r/min，則滑塊速度以及加速度如下： 取L=920mm，則，符合要求。 滑塊的速度、加速度計(jì)算結(jié)果如表2.1. 表2.1 滑塊的速度、加速度計(jì)算結(jié)果 s（mm） 0 5.954 23.29 50.46 85.25 124.8 0 94.76 181.1 252.0 302.2 328.6 -766.6 -732.9 -636.1 -488.3 -307.3 -113.0 166.2 206.3 242.7 273.2 296.1 310.2 315 330.8 309.5 269.9 215.1 149.2 76.29 0 -75.97 244.5 383.3 488.3 560.1 601.3 614.6 2.2 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的受力分析 （1）連桿及導(dǎo)軌受力 圖2.3 結(jié)點(diǎn)正置的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)受力簡(jiǎn)圖 考慮B點(diǎn)力的平衡得： 由前推導(dǎo)得知，，對(duì)本設(shè)計(jì)壓力機(jī)，遠(yuǎn)小于0.3，遠(yuǎn)小于。因此可認(rèn)為，，故上二式可寫成 其中： PAB——連桿作用力 Q——導(dǎo)軌作用力 P——工件變形力 ——曲柄轉(zhuǎn)角 ——連桿系數(shù) （2） 曲柄所受扭矩 ①理想扭矩 圖2.4 偏心齒輪受力簡(jiǎn)圖 PAB是連桿給與偏心齒輪的力。在PAB作用下，偏心齒輪所受理想扭矩為 式中 R——曲柄半徑 當(dāng)曲柄轉(zhuǎn)角等于公稱壓力角即時(shí)，曲柄上受的理想扭矩為理想公稱扭矩。 J31-630型壓力機(jī)P=6300KN，R=115mm,=0.125，當(dāng)=時(shí) =6300×N×0.115m× =2.77×N·m 上述計(jì)算是在理想狀態(tài)時(shí)的情況，但實(shí)際上壓力機(jī)是有摩擦的，在轉(zhuǎn)動(dòng)的零件上由于摩擦所增加的摩擦扭矩不可忽略。 ②摩擦扭矩 在曲柄滑塊機(jī)構(gòu)中摩擦主要發(fā)生在四處： a滑塊導(dǎo)軌面的摩擦 摩擦力的大小為： 摩擦力的方向與滑塊運(yùn)動(dòng)方向相反，形成對(duì)滑塊運(yùn)動(dòng)的阻力。該阻力經(jīng)連桿作用在曲柄上，增加了偏心齒輪傳遞的扭矩。 b芯軸支承徑和軸承之間的摩擦 芯軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，軸承對(duì)軸頸的摩擦力分布在軸頸工作面上，如圖，這些摩擦力對(duì)軸頸中心形成與軸頸旋轉(zhuǎn)方向相反的阻力矩，分別為、 兩個(gè)支承的總阻力矩為 由于小齒輪的作用力小的多，故認(rèn)為二支座反力的和為 故總阻力矩變?yōu)? c偏心齒輪上的偏心和連桿大端軸承支撐之間的摩擦 形成阻力矩。 d球頭與球頭座之間的摩擦。形成阻力矩。 上述三個(gè)阻力矩、和都會(huì)是偏心齒輪增加所需傳遞的扭矩。 總摩擦扭矩為 上式中是隨的變化而變化的，但變化不大，認(rèn)為是一常數(shù)，取，因此摩擦扭矩為 在本曲柄壓力機(jī)中，P=6300KN，=300mm，，380mm ， λ=0.125 附錄1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的摩擦系數(shù) 由上表對(duì)單動(dòng)單點(diǎn)閉式壓力機(jī)~0.055，取，則 =1.8 當(dāng)時(shí)，偏心齒輪的公稱扭矩為 2.77×N·m 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)的布置及設(shè)計(jì) 本設(shè)計(jì)壓力機(jī)采用三級(jí)上傳動(dòng)，單邊驅(qū)動(dòng)，主軸的安放位置垂直于壓力機(jī)正面，所有傳動(dòng)齒輪都置于機(jī)身內(nèi)部，離合器制動(dòng)器置于飛輪軸上，這樣整個(gè)壓力機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊、維修方便、性能良好、外形美觀。 3.1傳動(dòng)系統(tǒng)的布置方式 現(xiàn)有的通用壓力機(jī)采用上傳動(dòng)較多，下傳動(dòng)較少。采用上傳動(dòng)的曲柄壓力機(jī)重量較輕、成本較低、安裝維修方便、地基較為簡(jiǎn)單。采用下傳動(dòng)的壓力機(jī)平面尺寸較大，而高度和上傳動(dòng)差不多，壓力機(jī)總重量比上傳動(dòng)大10~20%，傳動(dòng)系統(tǒng)置于地坑之中，不便于維修，且地坑深、基礎(chǔ)龐大，造價(jià)較高。通常在舊車間內(nèi)添置大型壓力機(jī)時(shí)，由于車間高度受到限制，采用下傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)才比較明顯。故本機(jī)采用上傳動(dòng)。 主軸平行于壓力機(jī)正面的壓力機(jī)，曲軸和傳動(dòng)軸較長(zhǎng)，受力點(diǎn)與支撐軸承的距離比較大，受力條件比較惡劣，承受剛度小。壓力機(jī)平面尺寸較大，外形不夠美觀，故本機(jī)采用垂直于壓力機(jī)正面安放的形式。 齒輪可以放在機(jī)身之外，也可以放在機(jī)身之內(nèi)。前一種形式的齒輪工作條件差，機(jī)器外形不美觀，但安裝維修方便；后一種形式的齒輪工作條件較好，機(jī)器外形美觀，還可以將齒輪浸入油池中，這樣大大降低了齒輪的傳動(dòng)噪音。所以本機(jī)的所有齒輪都置于壓力機(jī)機(jī)身的內(nèi)部。 由于雙邊傳動(dòng)加工裝配比較困難，所以將齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)為單邊傳動(dòng)。 3.2傳動(dòng)級(jí)數(shù)和各級(jí)數(shù)比分配 壓力機(jī)的傳動(dòng)級(jí)數(shù)與電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和滑塊每分鐘的行程次數(shù)有關(guān)。行程次數(shù)低，總速比大，傳動(dòng)級(jí)數(shù)就應(yīng)該多，否則每級(jí)的速比過(guò)大，結(jié)構(gòu)不緊湊。本設(shè)計(jì)壓力機(jī)的行程次數(shù)為40次/min，在28~70次/min之間，所以采用三級(jí)傳動(dòng)。采用低速電動(dòng)機(jī)可以減少總速比和傳動(dòng)級(jí)數(shù)，但這類電動(dòng)機(jī)的外形尺寸較大，成本較高，因此采用三級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)和同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動(dòng)機(jī)。 通常三角皮帶輪的速比不超過(guò)6~8，齒輪傳動(dòng)不超過(guò)7~9，考慮到飛輪要有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)速，布置的緊湊，美觀和長(zhǎng)、寬、高尺寸比例恰當(dāng)，大皮帶輪的速比定為2.80，齒輪傳動(dòng)的速比定為4.16和5.79。壓力機(jī)飛輪速度取300~400r/min左右。因?yàn)檗D(zhuǎn)速太低，會(huì)使飛輪作用大大降低；轉(zhuǎn)速太高，會(huì)使飛輪軸上的離合器發(fā)熱嚴(yán)重，造成離合器和軸承的損壞。 3.3離合器和制動(dòng)器安裝位置的確定 采用摩擦離合器時(shí)，對(duì)于具有兩級(jí)或兩級(jí)以上的壓力機(jī)，離合器可以置于轉(zhuǎn)速較低的曲軸上，也可置于中間傳動(dòng)軸上。當(dāng)摩擦離合器安裝在低速軸上時(shí)，加速壓力機(jī)從動(dòng)部分所需的功和離合器結(jié)合時(shí)所消耗的摩擦功都比較小，因此能量消耗較小，離合器工作條件也好。但是低速軸上的離合器需要傳遞較大的扭矩，因而結(jié)構(gòu)尺寸較大；此外，從傳動(dòng)系統(tǒng)布置來(lái)看，閉式通用壓力機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)近年來(lái)多封閉在機(jī)身內(nèi)，并用偏心齒輪，致使離合器不便安裝在偏心齒輪軸上，通常置于轉(zhuǎn)速較高的傳動(dòng)軸上。 行程次數(shù)較高的壓力機(jī)離合器最好安裝在曲軸上，因?yàn)檫@樣可以利用大齒輪的飛輪作用，能量損失小，離合器工作條件也好。行程次數(shù)較低的壓力機(jī)，由于曲軸轉(zhuǎn)速較低，最后一級(jí)大齒輪的飛輪作用已不明顯。為了縮小離合器尺寸，降低制造成本，且由于結(jié)構(gòu)布置的要求，離合器多置于轉(zhuǎn)速較高的傳動(dòng)軸上，一般在飛輪軸上。 故本壓力機(jī)離合器安裝在飛輪上。 圖3.1 壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)圖 第四章 設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 工作機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算——曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 本設(shè)計(jì)壓力機(jī)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)主要有偏心齒輪、芯軸、連桿和滑塊組成。偏心齒輪的偏心徑相對(duì)于芯軸有一偏心距，相當(dāng)于曲柄半徑。芯軸兩端緊固在機(jī)身上。偏心徑在芯軸上旋轉(zhuǎn)，并通過(guò)連桿使滑塊上下運(yùn)動(dòng)。 4.1.1 芯軸設(shè)計(jì)計(jì)算 圖10所示結(jié)構(gòu)為常見(jiàn)的偏心齒輪-芯軸結(jié)構(gòu)。 芯軸一般采用45鋼或40Cr、37SiMn2MoV、18CrMnMoB等合金鋼鍛制，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。與偏心齒輪軸瓦配合的部分需經(jīng)磨削加工，其表面粗糙度為Ra1.6～0.8。 設(shè)計(jì)時(shí)先根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式預(yù)選芯軸直徑，進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，然后進(jìn)行強(qiáng)度校核。 芯軸采用40Cr，芯軸直徑（與偏心齒輪內(nèi)軸承配合處）的經(jīng)驗(yàn)公式為： d0=(14～18.5) mm --------------------------------------------------- (28) 式中P0—連桿上的作用力(kN),對(duì)于單點(diǎn)壓力機(jī)，P0≈Pg(Pg為壓力機(jī)公稱力)。對(duì)于整體的芯軸，式（28）中的系數(shù)可取較小值；對(duì)于分成兩段的芯軸，則應(yīng)取較大值。 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式（28），芯軸直徑： 取 一般芯軸只承受彎矩，而扭矩由偏心齒輪承受。 圖23為芯軸強(qiáng)度計(jì)算簡(jiǎn)圖。 偏心齒輪受到連桿的作用力P0作用以后，分別以P1及P2兩個(gè)集中力作用在芯軸上。由于芯軸在機(jī)身上的配合較長(zhǎng)較緊，故可以認(rèn)為兩端插入受集中載荷P1及P2作用的梁(由于齒輪的作用力較小，可忽略)。 這樣就可以用靜不定梁的方法解題。也可視為兩端為簡(jiǎn)支及外加反力偶mA及mB的簡(jiǎn)支梁。計(jì)算簡(jiǎn)圖中有關(guān)數(shù)值可由如下公式計(jì)算出： mB= N·m ----------------------------------- (29) mA= N·m ----------------------------------- (30) M2= N·m ----------------------(31) M1= N·m ----------------------(32) 上述四式中： P1= N； P2=P0－P1 N； m； m。 式中 、—芯軸軸瓦長(zhǎng)度，m。 芯軸直徑為： d0= m ------------------------------------------------------------ (33) 式(29)～式(32)中選取計(jì)算結(jié)果最大的數(shù)值作為最大彎矩Mmax，一般是 mB最大，故選Mmax=mB。 采用(29)～式(33)計(jì)算現(xiàn)有壓力機(jī)的芯軸，其計(jì)算應(yīng)力σ見(jiàn)表12。 參考上述的計(jì)算應(yīng)力，許用應(yīng)力可按下式選取： [σ]= 式中 [σ] —許用彎曲應(yīng)力，Pa； σs—材料屈服極限，Pa； n —安全系數(shù)，n=2.5～3.5，剛度要求高者取上限。 按照上式，計(jì)算出芯軸的許用應(yīng)力見(jiàn)表13 。 已知壓力機(jī)偏心齒輪結(jié)構(gòu)如圖24所示，試計(jì)算芯軸應(yīng)力。 解 由式（29） mB= 其中660mm,220mm, =280/2=140mm。 P1===1300×103 N。 圖24 曲柄壓力機(jī)偏心齒輪零件圖 P2=P0－P1=6300×103-1300×103=5000×103 N。 ∴ mB= =4.65×105 N·m 取Mmax=mB ∴ =1.72×108 Pa。 芯軸材料為40Cr，由表13查得[σ]=1400～2000×105 Pa，σ≤[σ]，故此設(shè)計(jì)安全。 4.1.2 連桿及裝模高度調(diào)節(jié)裝置 壓力機(jī)的裝模高度可以調(diào)節(jié)，以適應(yīng)不同高度的模具。本次設(shè)計(jì)壓力機(jī)使用調(diào)節(jié)連桿的長(zhǎng)度來(lái)調(diào)節(jié)裝模高度，采用球頭式連桿機(jī)動(dòng)調(diào)節(jié)。連桿是由連桿體、調(diào)節(jié)螺桿組成。調(diào)節(jié)螺桿的轉(zhuǎn)動(dòng)是靠撥塊完成的，螺桿球頭的側(cè)面有兩個(gè)銷子，撥塊上的兩個(gè)叉口叉在銷子上，撥塊旋轉(zhuǎn)，螺桿即旋轉(zhuǎn)。撥塊是由蝸輪蝸桿由調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，開(kāi)動(dòng)電動(dòng)機(jī)即可調(diào)節(jié)裝模高度。 球頭式連桿結(jié)構(gòu)緊湊，壓力機(jī)高度可以降低，但連桿中的調(diào)節(jié)螺桿容易彎曲，球頭加工難度大，需用專門設(shè)備。 裝模高度調(diào)節(jié)裝置中滑塊調(diào)整時(shí)運(yùn)動(dòng)速度在20~95mm/min范圍變動(dòng)，一般40~60mm/min較好。 圖4.3 曲柄壓力機(jī)調(diào)節(jié)螺桿 連桿常用鑄鋼ZG35和鑄鐵HT200制造。球頭式連桿中的調(diào)節(jié)螺桿常用45鋼鍛造，調(diào)制處理，球頭表面淬火，硬度HRC42。 根據(jù)連桿經(jīng)驗(yàn)公式（詳見(jiàn)表11），計(jì)算連桿主要尺寸。 連桿主要尺寸： 取 取整380mm 取 取 取 取 螺紋最小工作高度： 取 連桿長(zhǎng)度： 強(qiáng)度校核： 調(diào)節(jié)螺桿的強(qiáng)度： ——連桿上作用力 ——調(diào)節(jié)螺桿的最小截面積 ——許用壓縮應(yīng)力 故安全 調(diào)節(jié)螺紋的強(qiáng)度： ——螺距 ——螺紋的外徑 ——螺紋的內(nèi)徑 ——螺紋的最小工作高度 h——螺紋牙根處的高度 小于，可以使用。 4.1.3 調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)容量選擇 在裝模高度調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)中，電動(dòng)機(jī)容量按照帶動(dòng)滑塊的重量所做的功來(lái)考慮，即 （4-7） ——滑塊部件重量 ——模具重量 g——重力加速度 ——滑塊調(diào)整速度 ——調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)中傳動(dòng)的總效率 （4-8） ——滑塊與導(dǎo)軌摩擦的效率 ——調(diào)節(jié)螺桿的傳動(dòng)效率，與螺桿形狀及螺桿的螺紋升角有關(guān) ——蝸輪與套筒的摩擦效率 ——蝸輪傳動(dòng)效率 ——齒輪與皮帶的傳動(dòng)效率 對(duì)于此壓力機(jī)， 查表-Y系列三項(xiàng)異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)（《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》），為使總傳動(dòng)比較小，傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，故選Y132S-8型電機(jī)，額定功率為2.2KW，同步轉(zhuǎn)速為750r/min，滿載轉(zhuǎn)速為710r/min。查表得電動(dòng)機(jī)中心高H=132mm，外伸軸段。 查表選HL3聯(lián)軸器3282GB5014-85。 4.1.4 滑塊與導(dǎo)軌 滑塊是一個(gè)箱形結(jié)構(gòu)，上端與連桿連接，下部安裝在模具的上端，沿機(jī)身軌道上下運(yùn)動(dòng)。為了保證滑塊底面和工作臺(tái)上平面的平行度，保證滑塊運(yùn)動(dòng)方向與工作臺(tái)的垂直度，滑塊的導(dǎo)向面與地平面垂直。導(dǎo)軌和滑塊的導(dǎo)向面應(yīng)保持一定的間隙，而且能進(jìn)行調(diào)整。 閉式單點(diǎn)壓力機(jī)滑塊的高度與寬度的比值約為1.08~1.32。本壓力機(jī)滑塊高度h和寬度b分別取h=1225mm，b=950mm，符合?；瑝K的材料是鑄鐵HT200和稀土球鐵，導(dǎo)軌面的材料是鑄鐵HT200。 對(duì)于單點(diǎn)壓力機(jī)，滑塊單純受壓縮，故不進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。 4.1.5 蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)計(jì)算 比較同類型的壓力機(jī)，取J31-630型壓力機(jī)渦輪蝸桿的傳動(dòng)比i=85，蝸桿模數(shù)m=5，蝸桿的直徑系數(shù)q=12。 取蝸桿頭數(shù)，渦輪齒數(shù) 齒形角 蝸桿分度圓柱導(dǎo)程角 蝸桿分度圓直徑 蝸輪分度圓直徑 中心矩 蝸桿各部分尺寸： 齒頂高 齒根高 齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 蝸桿軸向齒距 蝸桿導(dǎo)程 蝸桿齒寬 蝸輪各部分尺寸： 齒頂高 齒根高 齒高 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 蝸桿旋轉(zhuǎn)部分長(zhǎng)度 蝸輪輪緣寬度 4.2 傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.2.1 低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 低速級(jí)齒輪由小齒輪和偏心齒輪組成，由經(jīng)驗(yàn)類比，其傳動(dòng)比為5.79，理想公稱扭矩為。 閉式傳動(dòng)，懸臂布置，如圖4.5所示。 圖4.5 齒輪示意圖 材料選擇 小齒輪材料選用40Cr鋼，調(diào)制處理，齒面硬度241~286HBS。大齒輪材料選用40鋼，調(diào)制處理，齒面硬度217~286HBS。 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N 查表得，， 取，， 按齒面硬度280HBS和250HBS，查圖[1]5-16（b）得 由式[1]5-29計(jì)算許用接觸應(yīng)力 按齒面接觸強(qiáng)度確定中心距 小齒輪轉(zhuǎn)矩 初取，取，查表知，減速傳動(dòng)，。 計(jì)算中心距a 取中心距a=940mm。 估算模數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=18mm。 齒數(shù)，??； ，取。 齒輪分度圓直徑 齒輪齒頂圓直徑 齒輪基圓直徑 圓周速度 查表，選齒輪精度為8級(jí)。 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 按電機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷平穩(wěn)，查表[1]5-3，取 按8級(jí)精度和，取 齒寬 按，低速級(jí)軸的剛度較大，取 由表知 計(jì)算載荷系數(shù) 計(jì)算端面重合度 齒頂壓力角 故可用。 計(jì)算齒面接觸應(yīng)力 故安全。 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 按，查圖[1]5-14得，，， 查圖[1]5-14得， ，，， 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 故安全。 故安全。 齒輪主要幾何尺寸 ，，，m=18 齒寬 取 此齒輪是偏心齒輪，偏心距e=115mm，偏心半徑為290mm。 4.2.2 高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 高速級(jí)齒輪，其傳動(dòng)比為4.16，轉(zhuǎn)矩為。 小齒輪轉(zhuǎn)矩。 圖4.6 齒輪示意圖 （1）材料選擇 小齒輪材料選用40Cr鋼，調(diào)制處理，齒面硬度241~286HBS。大齒輪材料選用40鋼，調(diào)制處理，齒面硬度217~286HBS。 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N 查表[1]5-17得，， 取，， 按齒面硬度250HBS和162HBS，查圖[1]5-16（b）得 由式計(jì)算許用接觸應(yīng)力 因，計(jì)算中取 （2）按齒面接觸強(qiáng)度確定中心距 初取，取，查表[1]11-5知，減速傳動(dòng)，。 計(jì)算中心距a 取中心距a=685mm。 估算模數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=12mm。 齒數(shù)，取； ，取。 齒輪分度圓直徑 齒輪齒頂圓直徑 齒輪基圓直徑 圓周速度 查表[1]5-6，選齒輪精度為8級(jí)。 （3）驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 按電機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷平穩(wěn)，查表[1]5-3，取 按8級(jí)精度和，取 齒寬 按，低速級(jí)軸的剛度較大，取 由表[1]5-4知 計(jì)算載荷系數(shù) 計(jì)算端面重合度 齒頂壓力角 故可用。 計(jì)算齒面接觸應(yīng)力 故安全。 （4）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 按，查圖[1]5-14得，，， 查圖[1]5-16（b）得， ，，， 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 故安全。 故安全。 （5）齒輪主要幾何尺寸 ，，，m=12 齒寬 取 4.2.3 傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算 傳動(dòng)系統(tǒng)中Ⅰ軸扭矩為 II軸扭矩為 I軸即離合器和制動(dòng)器上的軸，材料為45#鋼，調(diào)制處理，。 初定直徑 取d=95mm。 在實(shí)際工作中，離合器工作時(shí)，制動(dòng)器不工作；制動(dòng)器工作時(shí)，離合器不工作。 先校核離合器工作時(shí)： （1）齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力為 （2）繪制軸的受力圖，求支反力 ①由得 ②由得 ③由得 （3）作彎矩圖 ①垂直面彎矩圖 ②水平面彎矩圖 ③合成彎矩圖 D點(diǎn)左邊 D點(diǎn)右邊 （4）轉(zhuǎn)矩T圖 （5）作計(jì)算彎矩圖 該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力按脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力考慮，取 D點(diǎn)左邊 D點(diǎn)右邊 （6）校核軸的強(qiáng)度 D處為雙鍵，為危險(xiǎn)截面 此軸為45#鋼調(diào)制處理，查表， 計(jì)算剖面直徑 有兩個(gè)鍵槽，軸徑加大10% D處直徑為110mm，安全。 制動(dòng)器工作時(shí)，離合器不工作，計(jì)算如下： （1）齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力同上 ,, （2）繪制軸的受力圖，求支反力 ①由得 ②由得 ③由得 （3）作彎矩圖 ①垂直面彎矩圖 ②水平面彎矩圖 ③合成彎矩圖 （4）轉(zhuǎn)矩T圖 （5）作計(jì)算彎矩圖 該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力按脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力考慮，取 （6）校核軸的強(qiáng)度 A處為雙鍵，為危險(xiǎn)截面 此軸為45#鋼調(diào)制處理，查表， 計(jì)算剖面直徑 有兩個(gè)鍵槽，軸徑加大10% A處直徑為95mm，安全。 4.3 操縱系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算——離合器與制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.3.1 制動(dòng)器和離合器的工作原理 采用浮動(dòng)嵌塊式摩擦制動(dòng)器和離合器。制動(dòng)器懸在支撐左端，離合器安裝在兩支撐中間。摩擦離合器具有剛性離合器不具備的許多優(yōu)點(diǎn)：離合器和制動(dòng)器動(dòng)作協(xié)調(diào)，能隨時(shí)接合和或分離，容易實(shí)現(xiàn)寸動(dòng)行程，便于調(diào)整模具和安裝人身保護(hù)裝置；結(jié)合平穩(wěn)，能在較高轉(zhuǎn)速下工作；能傳遞較大扭矩。 浮動(dòng)嵌塊式摩擦離合器的主要部分包括大皮帶輪、主要摩擦盤和環(huán)狀活塞等。從動(dòng)部分為從動(dòng)盤、從動(dòng)軸及制動(dòng)器的內(nèi)盤等。連接零件是主動(dòng)摩擦盤和從動(dòng)盤上的浮動(dòng)嵌塊。它的操作系統(tǒng)由氣缸（在大皮帶輪上）、環(huán)狀活塞和壓縮空氣控制系統(tǒng)組成。浮動(dòng)嵌塊的端面為長(zhǎng)圓形，用石棉塑料制成，共有十塊，在從動(dòng)盤上沿圓周方向均勻分布，并且可在從動(dòng)盤的長(zhǎng)圓形孔中沿軸向滑動(dòng)。需要離合器接合時(shí)，操縱電磁空氣分配閥，使壓縮空氣從左端經(jīng)離合器的中間孔道和連接管，進(jìn)入離合器的氣缸，克服脫開(kāi)彈簧的作用力，推動(dòng)環(huán)形活塞向右移動(dòng)，將浮動(dòng)嵌塊壓緊在主動(dòng)摩擦盤上，依靠它們之間的摩擦力所形成的摩擦力矩，由大皮帶輪帶動(dòng)離合器軸旋轉(zhuǎn)。當(dāng)需要離合器脫開(kāi)時(shí)，操縱電磁空氣分配閥，使離合器氣缸排氣，在脫開(kāi)彈簧的作用下，環(huán)狀活塞向右復(fù)位，于是活塞、浮動(dòng)嵌塊和主動(dòng)摩擦盤松開(kāi)，大皮帶輪空轉(zhuǎn)，同時(shí)在制動(dòng)器的作用下，離合器軸停止運(yùn)動(dòng)。 4.3.2 摩擦離合器的設(shè)計(jì) （1）確定摩擦副平面尺寸 ①摩擦半徑 式中 ——偏心齒輪上公稱扭矩 ——儲(chǔ)備系數(shù) ——離合器軸至曲軸速比 ——傳動(dòng)效率 ——摩擦系數(shù) ——摩擦副上壓強(qiáng) ——重疊系數(shù) ——摩擦環(huán)相對(duì)寬度 ,,, ,,, ②摩擦環(huán)寬度及嵌塊排列方式 查表，選用長(zhǎng)圓形嵌塊，有關(guān)尺寸為r=4.5cm，，h=1.5cm， 決定用單行排列，但實(shí)際的摩擦環(huán)寬度為 ③嵌塊數(shù)目 取z=10 ④修正系數(shù) 保證摩擦半徑不變，即 （2）確定摩擦副厚度尺寸 ①摩擦盤厚度 式中 取 ②摩擦材料厚度 選h=3.5cm，符合嵌塊厚度的工廠標(biāo)準(zhǔn)。 （3）確定氣缸活塞面積及行程 傳遞扭矩所需壓緊力為： 克服彈性力為： 總的壓緊力為： 氣缸活塞面積為： 活塞行程取為2~3mm。 （4）工作能力核算 ①摩擦系數(shù)核算 由于離合器轉(zhuǎn)速較高，系數(shù)取1.7，， ，， 取 所以 查表，，所以合適。 ②摩擦元件使用壽命核算 以每班實(shí)際工作7h，每天工作兩班計(jì)算，則壽命為 查表 按每年300工作日計(jì)算，約為1.15年，大于6個(gè)月，故合格。 4.3.3摩擦制動(dòng)器設(shè)計(jì)計(jì)算 設(shè)計(jì)制動(dòng)器的出發(fā)點(diǎn)是使制動(dòng)力矩所作的功以吸收離合器脫開(kāi)后從動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)能，即在規(guī)定的制動(dòng)角下使滑塊停止運(yùn)動(dòng)。即 ——制動(dòng)力矩所作的功 ——從動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)能 從動(dòng)輪的動(dòng)能為 制動(dòng)功為 用最大的制動(dòng)力矩表示為 ——制動(dòng)器軸上最大制動(dòng)力矩 ——力矩增大系數(shù) ——制動(dòng)器軸上制動(dòng)角 ——芯軸上制動(dòng)角，一般取為。 （1）確定制動(dòng)力矩 ，所以 （5-9） （2）確定摩擦副平面尺寸 ①摩擦半徑 ，，，， ,, ②摩擦環(huán)寬度及嵌塊排列方式 查表，選用長(zhǎng)圓形嵌塊，有關(guān)尺寸為r=4.5cm，，h=1.5cm， 決定用單行排列，但實(shí)際的摩擦環(huán)寬度為 ③嵌塊數(shù)目 取z=10 ④修正系數(shù) 保證摩擦半徑不變，即 （3）確定摩擦副厚度尺寸 ①摩擦盤厚度 取 按工廠標(biāo)準(zhǔn)，嵌塊厚度選為h=3.5cm。 （4）制動(dòng)器彈簧設(shè)計(jì) ①每個(gè)彈簧最小工作載荷 設(shè) ②最大工作載荷 ③彈簧壓縮量變化 （5）氣缸活塞面積計(jì)算 選 （6）工作能力核算 ①磨損系數(shù)核算 查表，，所以合適。 ②摩擦元件使用壽命核算 以每班實(shí)際工作7h，每天工作兩班計(jì)算，則壽命為 查表 按每年300工作日計(jì)算，約為1.6年，大于6個(gè)月，故合格。 4.4 能源系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算——電動(dòng)機(jī)的選擇和飛輪的設(shè)計(jì) 曲柄壓力機(jī)的負(fù)載屬于沖擊負(fù)載，即在一個(gè)工作周期內(nèi)在較短的時(shí)間內(nèi)承受負(fù)荷，而較長(zhǎng)時(shí)間是空程運(yùn)轉(zhuǎn)。如果按此短暫的工作時(shí)間來(lái)選擇電動(dòng)機(jī)的功率，則電動(dòng)機(jī)的功率將會(huì)很大。為了減小電動(dòng)機(jī)的功率，在傳動(dòng)系統(tǒng)中設(shè)置了飛輪，當(dāng)滑塊不動(dòng)時(shí)，電動(dòng)機(jī)帶飛輪旋轉(zhuǎn)，使其儲(chǔ)備動(dòng)能，在沖壓工件的瞬間時(shí)主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓后，負(fù)載減小，于是電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)飛輪加速轉(zhuǎn)動(dòng)，使其在沖壓下一個(gè)工件前恢復(fù)到原來(lái)的角速度。沖壓工件時(shí)所需的能量不是直接由電機(jī)供給，而主要由飛輪供給。所以電動(dòng)機(jī)功率便可大大減小。飛輪起著儲(chǔ)存和釋放能量的作用。 曲柄壓力機(jī)裝上飛輪后，電動(dòng)機(jī)輸出功率或輸出扭矩是不可能不變的，因此，電動(dòng)機(jī)的能量大小與飛輪的能量大小也不成線形的比例關(guān)系。當(dāng)電動(dòng)機(jī)的功率小到一定程度后，飛輪的能量就將急劇增加。 4.4.1 電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算 壓力機(jī)一工作周期所消耗的能量A為 式中 ——工件變形功； ——拉伸墊工作功，即進(jìn)行拉伸工藝時(shí)壓邊所需的功； ——工作行程中由于曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的摩擦所消耗的功； ——工作行程中由于壓力機(jī)受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量； ——壓力機(jī)空行程向下和空程向上時(shí)所消耗的能量； ——單次行程時(shí)滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)所消耗的能量； ——單次行程時(shí)離合器結(jié)合所消耗的能量。 （1）工件變形功 對(duì)于三級(jí)傳動(dòng)的壓力機(jī)， 0.31563504J （2）拉伸墊工作功 S ——壓力機(jī)滑塊行程長(zhǎng)度 （3）工作行程摩擦功 ——摩擦當(dāng)量力臂 ——公稱壓力角 （4）彈性變形功 ——壓力機(jī)總的垂直變形 ——壓力機(jī)垂直剛度 （5）滑塊空程功 查表得 （6）飛輪空轉(zhuǎn)功 t——壓力機(jī)單次行程的周期； ——曲柄回轉(zhuǎn)一周所需的時(shí)間； ——壓力機(jī)飛輪空轉(zhuǎn)所需的功率；查表得 n、——壓力機(jī)行程次數(shù)、行程利用率。 （7）離合器結(jié)合功 代入公式得 所以A 電動(dòng)機(jī)功率 查表k=1.2 選用Y200L-4高轉(zhuǎn)差率電動(dòng)機(jī)，額定功率30KW，轉(zhuǎn)速1500r/min，質(zhì)量270kg。 4.4.2 飛輪的確定 （1）飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算 沖壓工件時(shí)，主要靠飛輪釋放能量，忽略電動(dòng)機(jī)在這時(shí)輸出的能量可得： 式中 ——工作行程時(shí)壓力機(jī)所消耗的能量 ——飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 、——沖壓工作開(kāi)始前和結(jié)束后飛輪的角速度 可寫成 式中 ——飛輪平均角速度。 ——不均勻系數(shù)，數(shù)值越大，表示飛輪角速度的波動(dòng)越大。 從壓力機(jī)的工作特性及實(shí)驗(yàn)曲線得知，在與之間，可以認(rèn)為 ——電動(dòng)機(jī)額定功率 i——電動(dòng)機(jī)軸至飛輪軸速比 由于電動(dòng)機(jī)到飛輪一般為三角皮帶傳動(dòng)，皮帶傳動(dòng)是有滑動(dòng)，相當(dāng)于加大了電動(dòng)機(jī)的滑差率，故不均勻系數(shù)為 ——電動(dòng)機(jī)額定滑差率 ——在額定轉(zhuǎn)矩下皮帶滑動(dòng)時(shí)當(dāng)量滑差率 ——修正系數(shù)，與k有關(guān) k——電動(dòng)機(jī)實(shí)際選用功率與平均功率比值 對(duì)于本次設(shè)計(jì)壓力機(jī)，在選用Y200L-4高轉(zhuǎn)差率電機(jī)后，所需飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量： 對(duì)于Y200L-4型電動(dòng)機(jī)查表得出，，，取 則 （2）飛輪尺寸的計(jì)算 ①飛輪的直徑 根據(jù)傳動(dòng)功率，查《機(jī)械傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè)》，飛輪皮帶選Ｃ型號(hào)的普通Ｖ帶，查表得小帶輪直徑 　　 　　飛輪外徑 飛輪材料選鑄鋼。 上述所得的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量實(shí)際上不僅包括飛輪本身的轉(zhuǎn)動(dòng)慣