16噸機械式雙柱可傾壓力機的設(shè)計【說明書+CAD+3D】,說明書+CAD+3D,16噸機械式雙柱可傾壓力機的設(shè)計【說明書+CAD+3D】,16,機械式,雙柱可傾,壓力機,設(shè)計,說明書,CAD 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院 畢 業(yè) 生 姓 名 專業(yè) 學(xué)號 指 導(dǎo) 教 師 所屬系部 二一年五月 I 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計評閱書 題目 J2316 開式雙柱可傾曲柄壓力機設(shè)計 機電 系 機械制造及其自動化 專業(yè) 姓名 設(shè)計時間 評閱意見 成績 指導(dǎo)教師 簽字 201 年 月 日 II 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計答辯記錄卡 機電系 系 機械制造與自動化 專業(yè) 姓名 安建宏 答 辯 內(nèi) 容 問 題 摘 要 評 議 情 況 記錄員 簽名 成 績 評 定 指導(dǎo)教師評定成績 答辯組評定成績 綜合成績 注評定成績?yōu)?100 分制指導(dǎo)教師為 30%答辯組為 70%。 專業(yè)答辯組組長 簽名 201 年 月 日 i 摘 要 曲柄壓力機是通過曲柄滑塊機構(gòu)將電動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為滑塊的直線往復(fù)運動對胚料進行成行加工的鍛壓機械。曲柄壓力機動作平穩(wěn)工作可靠廣泛用于沖壓、擠壓、模鍛和粉末冶金等工藝。其結(jié)構(gòu)簡單操作方便性能可靠。 關(guān)鍵詞壓力機曲柄機構(gòu)機械制造 ii Abstract Crank pressure machine is pass crank a slippery piece organization to revolve electric motor conversion for slippery piece of straight line back and forth sport, Carries the formed processing to the semifinished materials the forging and stamping machinery. The crank press movement is steady, the work is reliable, widely uses in crafts and so on ramming, extrusion, drop forging and powder metallurgy. Its structure is simple ,the ease of operation , the performance is reliable .The coupling part uses the rigidity to transfer the key type coupling, the use service is convenient. Keywords: pressure machine, crank organization, machine manufacturing iii 前 言 一、開式曲柄壓力機的特點和用途 曲柄壓力機是采用曲柄滑塊機構(gòu)作為工作機構(gòu)的一類鍛壓機器。 開式壓力機是曲柄壓力機的一個類別其特點是具有開式機身即 C 型機身 。 開式壓力機因為具有開式機身 與閉式壓力機相比有其突出的優(yōu)點工作臺在三個方向是敞開的裝、模具和操作都比較方便同時為機械化和自動化提供了良好的條件。但是開式壓力機也有其缺點由于機身呈 C 型工作是變形較大剛性較差這不但會降低制品精度而且由于機身有角變形會使上模軸心線與工作臺面不垂直 以至破壞了上、 模具間隙的均勻性 降低模具的使用壽命。 由于開式曲柄壓力機使用上最方便 因而被廣泛采用。它是板料沖壓生產(chǎn)中的主要設(shè)備可用于沖孔、落料、切邊、彎曲、淺拉伸和成型等工序并廣泛應(yīng)用于國防、航空、汽車、拖拉機、電機、電器、軸承、儀表、農(nóng)機、農(nóng)具、自行車、縫紉機、醫(yī)療器械、日用五金等部門中。在中、小型壓力機中開式壓力機得到了廣泛的發(fā)展 目前在我國機器制造業(yè)中開式曲柄壓力機的年產(chǎn)量約占整個鍛壓機械年產(chǎn)量的 49.5%而在通用曲柄壓力機的生產(chǎn)中約占 95%。 二、J2316 開式曲柄壓力機的基本參數(shù) 開式曲柄壓力機的基本參數(shù) 決定了它的工藝性能和應(yīng)用范圍 同時也是設(shè)計壓力機的重要依據(jù)?，F(xiàn)將 J2316 開式曲柄壓力機基本參數(shù)分別敘述如下 1、公稱壓力 F 公稱壓力是壓力機的主參數(shù) 是指滑塊離下止點前某一特定距離時滑塊上所允許的最大作用力。F=160KN 2、滑塊行程 s滑塊行程是指壓力機滑塊從上止點到下止點所經(jīng)過的距離它是曲柄半徑的兩倍或是偏心齒輪、偏心軸銷偏心距的兩倍。其大小隨壓力機工藝用途和公稱壓力的不同而不同。 S=55mm 3、滑塊行程次數(shù) n 它是指滑塊每分鐘從上止點到下止點然后再回到上止點的往復(fù)次數(shù)。滑塊行程次數(shù)的高低反映了壓力機沖壓的生產(chǎn)效率。n=120 次/min iv 4、壓力機裝模高度 H 和封閉高度壓力機裝模高度是指壓力機滑塊處于下止點位置時 滑塊下表面到工作墊板上表面的距離。當(dāng)裝模高度調(diào)節(jié)裝置將滑塊調(diào)整到最高位置 即連桿調(diào)至最短 時 裝模高度達最大值 稱為最大裝模高度。當(dāng)裝模高度調(diào)節(jié)裝置將滑塊調(diào)整到最低位置即連桿調(diào)至最長時裝模高度達最小值稱為最小裝模高度。 壓力機裝模高度調(diào)節(jié)裝置所能調(diào)節(jié)的距離稱為裝模高度調(diào)節(jié)量H 。有了裝模高度調(diào)節(jié)量就可以滿足不同閉合高度模具安裝的需要。模具的閉合高度應(yīng)該介于壓力機的最大裝模高度和最小裝模高度之間。 所謂封閉高度 是指滑塊在下止點時滑塊下表面到工作臺上表面的距離。 它和裝模高度之差恰是工作臺墊板的厚度。 J2316 壓力機的最大封閉高度為 220 封閉高度調(diào)節(jié)量為 45 。 5、壓力機工作臺面尺寸及滑塊底面尺寸壓力機工作臺面尺寸AB及滑塊底面尺寸JK是與模座平面尺寸有關(guān)的工藝尺寸它反映了壓力機工作臺面與滑塊底面的長度和寬度尺寸表示壓力機允許安裝模具的水平尺寸大小。 J2316 壓力機的工作臺尺寸左右為 450 AB 前后為 300 J2316 壓力機的滑塊底面尺寸左右為_JK 前后為_。 6、喉口深度 C滑塊中心線至床身的距離叫做喉口深度。喉口深度和工作臺墊板面積是關(guān)系到模具的最大平面尺寸的重要參數(shù)。 J2316 壓力機的喉口深度為 160 。 7、工作臺孔尺寸工作臺孔用于落料或安裝氣墊裝置。 J2316 壓力機的工作臺孔尺寸 前后為 160 左右為 240 直徑為 210。 8、模柄孔尺寸中小型壓力機的滑塊底面都設(shè)有模柄孔它是用于安裝固定上模和確定模具壓力中心的。 當(dāng)模具用模柄與滑塊相連時滑塊模柄孔的直徑和深度應(yīng)與模具模柄尺寸相協(xié)調(diào)。中小型壓力機模柄孔的形狀有圓柱形和方柱形。 J2316 壓力機的模柄孔尺寸直徑為 40 深度為 60 。 9、立柱間距離立柱間距離是指雙柱式壓力機兩個立柱內(nèi)側(cè)表面的距離。對于開式壓力機立柱間距離尺寸直接影響由前向后送料時條料的寬度 以及沖壓接料機構(gòu)的尺寸和安裝位置。 v J2316 壓力機的立柱間距離為 220 。 10、傾斜角 傾斜角是指可傾式壓力機工作臺面的傾斜角度也就是機身后傾的角度。利用這個傾斜角使沖壓后的工件或廢料能借其自重或其他因素通過兩立柱中間向壓力機后方排除。 J2316 壓力機機身最大可傾角為 35。 三、開式壓力機設(shè)計的基本要求 壓力機設(shè)計應(yīng)滿足以下基本要求 一使用要求 1、參數(shù)和精度都能滿足工藝用途的要求 2、具有足夠的強度、剛度和耐磨、耐久性能能長期穩(wěn)定地保持工藝能力 3、操作安全、省力、簡單而又便于記憶并且外形美觀給操作者提供良好的工作條件 4、生產(chǎn)效率高、更換模具等輔助工時少傳動效率高具有高度的使用經(jīng)濟性。 二制造要求 1、結(jié)構(gòu)簡單、緊湊體積小 2、采用性能好價格低易于購買的材料并充分發(fā)揮材料的性能使壓力機重量輕 3、具有良好的結(jié)構(gòu)工藝性加工簡單裝配方便并且能與制造廠的設(shè)備條件相適應(yīng) 4、提高“三化” 系列化、通用化和標(biāo)準(zhǔn)化程度減少設(shè)計、制造勞動量以縮短制造周期和降低壓力機成本。 三其他要求 1、運輸容易 2、安裝簡單 3、維修方便。 vi 目 錄 摘 要 . i Abstract .ii 前 言 . iii 一、開式曲柄壓力機的特點和用途 . iii 二、J2316 開式曲柄壓力機的基本參數(shù) . iii 三、開式壓力機設(shè)計的基本要求 . v 第一章 選擇電動機型號. 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 . 第二節(jié) 電動機的選擇 . 一、 選擇電動機的類型 . 二、選擇電動機的功率 . 三、確定電動機的轉(zhuǎn)速 . 四、計算總傳動比和分配傳動比 . 五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) . 第二章 V 帶傳動系統(tǒng)分析與計算. 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析 . 一、傳動系統(tǒng)類型 . 二、傳動系統(tǒng)的布置方式 . 三、離合器和制動器的位置 . 四、傳動級數(shù)和各級傳動比的分配 . 第二節(jié) V 帶傳動設(shè)計 . 第三節(jié) 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計 . 一、軸的概述 . 二、J2316 開式曲柄壓力機的轉(zhuǎn)軸設(shè)計 . 第三章 齒輪傳動的設(shè)計. 一、選擇齒輪材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數(shù) . 二、開式齒輪按齒輪彎曲疲勞強度設(shè)計 . 第四章 曲柄滑塊機構(gòu). 第一節(jié) 曲柄滑塊機構(gòu)的運動和受力分析 . 第二節(jié) 曲柄軸的設(shè)計計算 . 一、曲軸的結(jié)構(gòu)示意圖 . 二、曲柄軸強度設(shè)計計算 . 三、曲軸剛度計算 . 第三節(jié) 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置 . 一、連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu) . 二、連桿的計算 . 三、連桿及球頭調(diào)節(jié)螺桿的強度計算 . 四、調(diào)節(jié)螺桿的螺紋 . 五、調(diào)節(jié)螺桿的螺紋計算 . 六、連桿上的緊固螺栓 . vii 第四節(jié) 滾動軸承的選擇 . 一、滾動軸承概述 . 二、滾動軸承型號選擇 . 第五節(jié) 滑動軸承 . 一、滑動軸承的結(jié)構(gòu) . 二、滑動軸承的潤滑及軸瓦結(jié)構(gòu) . 三、滑動軸承的計算 . 第五章 機身設(shè)計. 一、機身結(jié)構(gòu) . 二、強度計算 . 第一節(jié) 壓力機的工作原理和用途 . 第二節(jié) 壓力機主要部件的結(jié)構(gòu)及調(diào)整方法 . 一、機身 . 二、傳動 . 三、離合器 . 四、滑塊 . 五、平衡器 . 六、制動器 . 七、操縱器 . 第三節(jié) 壓力機的電器裝置 . 第四節(jié) 壓力機的潤滑 . 第五節(jié) 壓力機的安裝 . 第六節(jié) 壓力機的調(diào)整和啟動 . 第七節(jié) 壓力機的每日保養(yǎng)及安全 . 第八節(jié) 壓力機的精度檢查 . 第六章 過載保護裝置設(shè)計. 一、剪切破壞式過載保護裝置的結(jié)構(gòu) . 二、剪切塊的設(shè)計計算 . 結(jié)束語 . 參考文獻 . 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 第一章 選擇電動機型號 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 壓力機工作過程中作用在滑塊上的負(fù)荷是劇增和劇減的周期交替變化著并且有很短的高峰負(fù)載時間和較長的空載時間 若依此短暫的工作時間來選擇電動機的功率則其功率將會很大。 為了減小電動機的功率在傳動系統(tǒng)中設(shè)置了飛輪。當(dāng)滑塊不動時電動機帶動飛輪旋轉(zhuǎn)使其儲備能量而在沖壓工作的瞬時主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓完畢后負(fù)載減小 于是電動機帶動飛輪加速旋轉(zhuǎn) 使其在沖壓下一個工件前恢復(fù)到原來的角速度。這樣沖壓工件所需的能量不是直接由電動機供給而是主要由飛輪供給所以電動機所需的功率便可大大減小。 由于電動機的功率小于壓力機工作行程的瞬時功率 所以在壓力機進入工作行程時工作機構(gòu)受到很大的阻力電動機的負(fù)載增大轉(zhuǎn)差率隨之增大。一旦電動機瞬時轉(zhuǎn)差率大于電動機臨界轉(zhuǎn)差率電動機轉(zhuǎn)矩反而下降 甚至迅速停止轉(zhuǎn)動這種現(xiàn)象稱為電動機顛覆。另一方面電動機在超載條件下會嚴(yán)重發(fā)熱。給電動機配置一個飛輪 相當(dāng)于增大了電動機轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動慣量。 在曲柄壓力機傳到中飛輪的慣性拖動的扭矩占總扭矩的 85%以上故沒有飛輪電動機就不能正常工作。 飛輪是儲存能量的它的尺寸、質(zhì)量和轉(zhuǎn)速對能量有很大的影響。飛輪材料采用鑄鐵或鑄鋼。由于飛輪轉(zhuǎn)速過高會使飛輪破裂 因此鑄鐵飛輪圓周轉(zhuǎn)速應(yīng)小于或等于 25m/s最高不超過 30m/s鑄鋼飛輪圓周轉(zhuǎn)速小于或等于 40m/s最高不超過 50m/s。 另外使用飛輪時還應(yīng)注意兩點在下一個周期工作開始之前電動機應(yīng)能使飛輪恢復(fù)到應(yīng)有的轉(zhuǎn)速電動機帶動飛輪起動的時間不得超過 20s。否則如果時間太長由于電動機電流過大線圈過熱將加速絕緣老化縮短電動機使用壽命甚至?xí)痣妱訖C的燒毀或跳閘。 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 第二節(jié) 電動機的選擇 一、選擇電動機的類型 感應(yīng)電動機又稱異步電動機具有結(jié)構(gòu)簡單、堅固、運行方便、可靠、容易控制與維護、價格便宜等優(yōu)點。因此在工作中的到廣泛的應(yīng)用。目前開式曲柄壓力機常用三相鼠籠轉(zhuǎn)子異步電動機。 J23-16 的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。J23-16 傳動示意圖如圖 1-1 圖 1-1 二、選擇電動機的功率 工作機所需的電動機輸出功率為 WdPP wWFP1000 所以 wdFP1000 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 由電動機至工作機之間的總效率包括工作機效率為 4321w 式中4321、分別為聯(lián)軸器、帶傳動、齒輪傳動、滑動軸承的效率。取97. 095. 096. 097. 04321、則 81. 097. 095. 096. 097. 03w 所以 KWKWFPwd46.4381. 0100022. 0106 . 110005 為了減小電動機的功率在傳動系統(tǒng)中設(shè)置了飛輪。在曲柄壓力機傳到中飛輪的慣性拖動的扭矩占總扭矩的 85%以上,所以所需電動機的輸出功率為 KWKW5 . 6%1546.43 三、確定電動機的轉(zhuǎn)速 曲軸的工作轉(zhuǎn)速為 120r/min 按推薦的合理傳動比范圍 去 V 帶傳動的傳動比1i=24,單級齒輪傳動的傳動比2i=35則合理總傳動比的范圍 i=620故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍 wdnin620120r/min =720r/min2400r/min 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、 重量以及帶傳動和壓力機的傳動比 選擇電動機的型號為 Y132M4額定功率為 7.5KW,滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min。 四、計算總傳動比和分配傳動比 總傳動比121201440wmnni V 帶的傳動比1i=3 齒輪傳動的傳動比2i=4 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1各軸轉(zhuǎn)速 軸 n=mn=1440r/min 軸 min/480314401rinn 曲軸 min/12044802rinn曲 2各軸的輸入功率 軸 01dPP46.430.97=45.0371KW 軸 4212PPP45.03710.960.97=41.94KW 曲軸 4323曲PPP41.940.951.97=78.49 KW 3各軸輸入轉(zhuǎn)矩 計算電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩 mNmNnPTmdd9 .307144043.4695509550 軸 101ddTTT307.90.97mN=298.69mN 軸 121iTT298.693.6750.960.97mN=1022.14mN 曲軸 232iTT曲1022.1440.950.97mN=3767.62mN 運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果列表如下 參數(shù) 軸名 電動機軸 軸 軸 曲軸 轉(zhuǎn)速 n(r/min) 1440 1440 480 120 輸入功率 P/KW 46.43 45.0371 41.94 78.49 輸入轉(zhuǎn)矩 T/(Nm) 307.9 298.69 1022.14 3767.62 傳動比 i 12 3 4 效率 0.97 0.93 0.92 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 第二章 V 帶傳動系統(tǒng)分析與計算 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析 一、傳動系統(tǒng)類型 開式曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。 按傳動級數(shù)傳動系統(tǒng)可分為一級傳動、二級傳動、三級傳動和四級傳動。四級傳動很少采用。 按曲軸的布置形式 傳動系統(tǒng)又可以分為垂直于壓力機正面布置和平行于壓力機正面布置。 二、傳動系統(tǒng)的布置方式 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)的布置應(yīng)使機器便于制造、安裝和維修同時結(jié)構(gòu)緊湊外形美觀。 開式曲柄壓力機傳動系統(tǒng)布置主要包括以下四方面 1、傳動系統(tǒng)的位置 開式曲柄壓力機大多采用上傳到很少采用下傳動。 上傳動壓力機與下傳動壓力機相比優(yōu)點是 1重量較輕成本低。 2安裝和維修較方便。 3地基較簡單。 上傳動的缺點是壓力機地面高度較大 運行不夠平穩(wěn)。 現(xiàn)在通用壓力機多數(shù)為上傳動。 2、曲軸的布置方式 曲軸分為橫放和縱放兩種布置方式。 采用曲拐軸的開式曲柄壓力機曲拐軸是縱放的傳動零件如飛輪、齒輪等置于壓力機背面。 采用曲軸時曲軸橫放的形式應(yīng)用很普遍。這種形式的傳動系統(tǒng)傳動零件分置于壓力機兩側(cè)制造、安裝和維修都比較方便。近年來曲軸縱放的形式得到應(yīng)用。這種系統(tǒng)的優(yōu)點是曲軸可以縮短剛度有所提高全部傳動零件封閉在機身內(nèi)部潤滑良好外形美觀。但制造、維修不及前者方便。 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 3、最后一級齒輪傳動的形式 最后一級齒輪傳動可采用單邊驅(qū)動或雙邊驅(qū)動。單邊驅(qū)動制造和安裝都較方便但齒輪模數(shù)和外形尺寸較大。雙邊驅(qū)動可以縮小齒輪的尺寸但制造和安裝較困難。 4、齒輪的開式安放和閉式安放 齒輪有安放于機身之外和機身之內(nèi)兩種情況齒輪放于機身之外稱為開式安放齒輪放于機身之內(nèi)稱為閉式安放。閉式安放的齒輪工作條件較好外形較美觀如果齒輪安放在油池之內(nèi)則可大大降低齒輪傳動的噪音但安裝的維修不方便。大型壓力機多采用閉式安放。開式安放的齒輪工作條件惡劣傳動噪音大污染環(huán)境。 三、離合器和制動器的位置 通用壓力機的離合器有剛性離合器和摩擦離合器兩種。 對于單級傳動的壓力機 由于剛性離合器不宜在高速下工作 所以離合器和制動器只能安置在曲軸上。 摩擦離合器與飛輪通常安裝在同一傳動軸上制動器的位置和離合器同軸。對于多級傳動的壓力機 摩擦離合器可以安裝在低速軸上 也可以安裝在高速軸上。摩擦離合器安裝在低速軸上接合時消耗的摩擦能量小離合器磨損小。但是低速軸的扭矩大要增大離合器的尺寸。另外由于通用壓力機的傳動系統(tǒng)大多封閉在機身內(nèi)不便于離合器的安裝和調(diào)整也不便于散熱所以摩擦離合器一般安裝在轉(zhuǎn)速較高的傳動軸上。此時由于所需傳遞扭矩小壓力機結(jié)構(gòu)比較緊湊但是主動部分和從動部分的初速度相差太大對傳動系統(tǒng)沖擊大摩擦損耗也較大。 四、傳動級數(shù)和各級傳動比的分配 傳動級數(shù)的選取主要與以下三方面有關(guān) 1、滑塊每分鐘行程次數(shù) 每分鐘行程次數(shù)高總傳動比小傳動級數(shù)少每分鐘行程次數(shù)低總傳動比大傳動級數(shù)多。 2、壓力機做工的能力 一級傳動的曲柄壓力機飛輪裝置在曲軸上轉(zhuǎn)速與滑塊每分鐘行程次數(shù)相同 而飛輪結(jié)構(gòu)尺寸又不可能太大 飛輪所能釋放的能量因此受到限制。 所以 在同樣公稱壓力下 一級傳動的曲柄壓力機做工的能力陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 要比二級和二級以上傳動的曲柄壓力機低。 3、對機器結(jié)構(gòu)緊湊性的要求 當(dāng)傳動級數(shù)較少每級傳動比較大時由于小皮帶輪和小齒輪結(jié)構(gòu)尺寸不能過小 致使大皮帶輪和大齒輪外形龐大結(jié)構(gòu)不夠緊湊所以設(shè)計中用增加傳動級數(shù)或采用雙邊齒輪傳動的方法來縮小傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)尺寸。 各級傳動比分配應(yīng)恰當(dāng)使傳動系統(tǒng)得到合理布置不僅安裝維修方便而且結(jié)構(gòu)緊湊美觀。一般三角皮帶傳動的傳動比不超過 68齒輪傳動比不超過 79。分配傳動比時還應(yīng)使飛輪有適當(dāng)轉(zhuǎn)速。飛輪轉(zhuǎn)速過低外形尺寸增大過高飛輪軸上的離合器和軸承工作條件惡化。開式曲柄壓力機飛輪的轉(zhuǎn)速通常在240470 轉(zhuǎn)/分之間 。 第二節(jié) V 帶傳動設(shè)計 上述計算得出 J2316 型開式曲柄壓力機的電動機功率為 7.5KW轉(zhuǎn)速為1440 轉(zhuǎn)/分三角皮帶傳動比為 i=3 1、確定計算功率cP 由機械設(shè)計表 8.21 查的工作情況系數(shù)AK=1.1 由式8.12cP=AKP=1.17.5KW=8.25KW 其中 P 為電動機的額定功率 P=7.5KW 2、選擇 V 帶的型號 三角皮帶的規(guī)格是由背寬頂寬與高厚的尺寸來劃分的根據(jù)不同的背寬頂寬與高厚的尺寸國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定了三角帶的 O 、A、B、C、D、E等多種型號。 由cP=8.25KW 轉(zhuǎn)速1n=1440r/min 和圖 8.12 確定選用窄型 SPZ 型號普通V 帶。 3、確定帶的基準(zhǔn)直徑 1按設(shè)計要求由表 8.6 查得SPZ 型帶輪的最小直徑為 63mm,在參看圖 8.13 及表 8.6選擇小帶輪1dd=100mm。 2驗算帶速 smdnd/536. 76000010014406000011 在 525m/s 之間滿足帶速陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 要求。 3計算從動帶輪基準(zhǔn)直徑2dd 3i取 =0.02 1003)02. 01 (112dddid294mm 按帶輪的基準(zhǔn)直徑系列取 mmdd3002。 實際傳動比 06. 3100)02. 01 (300)1 (12ddddi 傳動比誤差相對值%23306. 3iiii5%一般允許誤差 所選大帶輪直徑可用。 4、確定中心距0a和帶的基準(zhǔn)長度dL )(2)(55. 02121ddddddadd mmdddd40030010021 mmamm800220 取0a750mm 帶長 mmaddddaLddddd13.21287504200400275024)()(2220212210 由機械設(shè)計表 84選取帶的基準(zhǔn)長度為dL2240mm 計算實際中心距a mmmmLLaadd935.805213.2128224075020 5、核算小帶輪包角1 34.1583 .57935.8052001803 .57180121adddd 12034.158滿足要求。 6、計算皮帶的繞行次數(shù) 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 36. 32240536. 710001000dL次/s20 次/s 7、確定 V 帶的根數(shù) LckkPPPz)(00 式中0P單根 V 帶的基本額定功率 見 機械設(shè)計 表 8.9 0P為 1.32KW。 0P1i時傳遞功率的增值根據(jù)傳動比 i=3.由表 8.19 0P為0.0223KW。 k按小帶輪包角1查得的包角系數(shù)見表 811 k為 0.96。 Lk長度系數(shù)見表 8.4 Lk為 1.05。 所以304. 505. 196. 0)223. 032. 1 (25. 8z根取 z=6 根。 8、計算帶的張緊力和壓軸力 單根帶的張緊力為 20) 15 . 2(500qkzPFc NsmmKgsmKW534.363)/536. 7(/07. 0) 196. 05 . 2(2/536. 725. 85002 帶輪軸的壓軸力 NNzFF07.413117.79sin543.363622sin210 9、確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸 節(jié)寬mmbP5 . 8 槽間距mme3 . 012 基準(zhǔn)線上槽深mmha0 . 2min 基準(zhǔn)線下槽深mmhf0 . 7min 最小輪緣厚度mm5 . 5min 外徑mmhddadW6 .2092 帶輪寬mmfezB7472121621 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 第三節(jié) 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計 一、軸的概述 軸是組成機器的重要零件之一 其功用是主要是支承回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力因此大多數(shù)軸都要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩的作用。 1、軸的分類 按照承受彎、扭載荷的不同軸可分為轉(zhuǎn)軸、心軸和傳動軸三類。工作中既受彎矩又受扭矩的軸稱為轉(zhuǎn)軸 這類軸在機器中最為常見。 只承受彎矩而不傳遞轉(zhuǎn)矩的軸稱為心軸 心軸又分為轉(zhuǎn)動的心軸和不轉(zhuǎn)動的心軸兩種。只承受轉(zhuǎn)矩而不承受彎矩或彎矩很小的軸稱為傳動軸。 2、軸的材料 軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼比合金鋼價廉 對應(yīng)力集中的敏感性小又可通過熱處理提高其耐磨性及疲勞強度故應(yīng)用較為廣泛其中最常用的是 45 號優(yōu)質(zhì)碳素鋼。為保證力學(xué)性能一般應(yīng)進行調(diào)質(zhì)或正火處理。 合金鋼具有更高的力學(xué)性能和更好的淬火性能 可以在傳遞大功率并要求減小尺寸與質(zhì)量和提高軸頸耐磨性時采用。 必須注意在一般工作溫度低于C200下,各種碳素鋼和合金鋼的彈性模量相差不多,熱處理對它的影響也很小。因此如選用合金鋼只能提高軸的強度和耐磨性而對軸的剛度影響很小。 軸的毛坯可用軋制圓鋼和鍛件有的則直接用圓鋼。 形狀復(fù)雜的軸也可采用鑄鋼、合金鑄鐵或球墨鑄鐵。經(jīng)過鑄造成型可得到更合理的形狀。鑄鐵具有價廉、良好的吸振性和耐磨性、對應(yīng)力集中的敏感性較低等優(yōu)點但品質(zhì)不易控制故可靠性不如鋼軸。 二、J2316 開式曲柄壓力機的轉(zhuǎn)軸設(shè)計 1、材料選擇 根據(jù)上述分析選擇軸的材料為 45 鋼調(diào)質(zhì)處理。 查機械設(shè)計表 26 和表 25 得許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T=3040aMP抗陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 拉強度aBMP640屈服強度aSMP355彎曲疲勞極限aMP2751剪切疲勞極限aMP1551與軸材料有關(guān)的系數(shù)C=118106. 2、初步計算 由上述計算的轉(zhuǎn)軸傳遞的轉(zhuǎn)矩mNT14.1022 輸入的功率KWP94.41 按許用切應(yīng)力計算實心軸的遷都條件為 TTTdnPWT2 . 01055. 936 寫成設(shè)計公式為 336 2 . 01055. 9nPCnPdT 式中T切應(yīng)力aMP T軸所受的轉(zhuǎn)矩mmN TW軸的抗扭截面系數(shù)3mm n軸的轉(zhuǎn)速min/r P軸傳遞的功率KW d軸的計算直徑mm T許用切應(yīng)力aMP C與軸材料有關(guān)的系數(shù)。 代入上式得mmd2148094.41)106118(3 考慮到軸的最小直徑有鍵的存在而且為單鍵所以d應(yīng)增大 5%7%故取d=211+0.07=22.42mm圓整為 25mm。 3、按彎扭聯(lián)合作用核算強度 齒輪的法向作用力為costnFF 其中切于分度圓的圓周力NdTFt10025.43142122118628.425N 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 分度圓壓力角20則94. 020coscos 所以求得NNFn176.917994. 0425.8628 皮帶作用力比齒輪作用力小得多所以忽略不計。 根據(jù)nF和扭矩1T繪出轉(zhuǎn)軸的受力圖。 由于截面的彎矩和扭矩最大直徑又比較小所以此截面最危險。下面核算截面的強度。 由彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力為 aaWWMPPdM8 .8210551 . 015. 0176.91791 . 0933 由扭矩產(chǎn)生的剪應(yīng)力為 aacnMPPdM72.3010552 . 014.10222 . 0933 當(dāng)量彎曲應(yīng)力為 Mc Mn 彎矩圖 扭矩圖 1022.14N.m 1147.05N.m R1 R2 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 anWdMP65.7296.1230 .6932222 軸 的 材 料是 45 鋼 調(diào)質(zhì) 355)6 . 114 . 11(1sdn=221.875 253.57aMP因此dd符合要求。 4、核算疲勞強度 由 于 截面 有 臺 階 應(yīng) 力 集 中 現(xiàn)象 比 較 嚴(yán) 重 且 直 徑 最 小d=50mm 彎矩有比較大扭矩和其他截面相同因此核算此截面的疲勞強度。 由開式壓力機設(shè)計表 219 查得=0.1=0.05由表 220 查得=0.75=0.73由表 221據(jù)dr=027. 0752查得K=2.6K=1.65由表 223 查得90. 01。 又因aWWmaMPdM0 .461051 . 0215. 068.76641 . 022633 acnmaMPdM63. 81052 . 0229.4312 . 022633 所以 51. 1461 . 04675. 09 . 06 . 22751maKn 01. 763. 805. 063. 873. 090. 065. 11551maKn 3 . 11 . 196. 201. 751. 101. 751. 12222nnnnn 所以疲勞強度也符合要求。 第三章 齒輪傳動的設(shè)計 直尺圓柱齒輪的幾何尺寸計算 由上述計算得出 J2316 開式曲柄壓力機齒輪傳動的主動軸的轉(zhuǎn)速陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 min/4801rn 從動軸轉(zhuǎn)速min/1202rn 輸入功率KWP94.41,每天工作 8小時壽命為 10 年。 一、選擇齒輪材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數(shù) 選擇小齒輪材料rC40鋼調(diào)質(zhì)處理硬度 241286H了 BSB=686aMPS=490aMP大齒輪材料orMCZG35鑄鋼調(diào)質(zhì)處理硬度 190240HBSB=686aMP,S=539aMP精度 8 級。 二、開式齒輪按齒輪彎曲疲勞強度設(shè)計 32112FSaFadYYYzKTm 軸的轉(zhuǎn)矩T=mN 14.1022即小齒輪轉(zhuǎn)矩。 為了提高開式齒輪的耐磨性要求有較大的模數(shù)因而齒數(shù)應(yīng)少一些一般取1z1720。 1.取齒數(shù)1z20傳動比i=48020412ziz 2.查表 10-11 得齒輪載荷系數(shù)取 K=1.1 ; 3.由機械設(shè)計表 1013 查得小齒輪齒形系數(shù)81. 21FaY大齒輪的齒形系數(shù)25. 22FY 4.由機械設(shè)計表 1014 查得小齒輪應(yīng)力修正系數(shù)56. 11SaY 大齒輪應(yīng)力修正系數(shù)77. 12SaY 5.計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力 FSTXNFFSYYYlim 按 機 械設(shè) 計 圖 6 24i), 查 得 齒輪 材 料 彎 曲疲 勞 極 限 應(yīng) 力aFMP3001limaFMP2402lim 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 由機械設(shè)計表 613 計算彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)NY 8111067. 51025081min/4806060rrtnNh 8221044. 11025081min/1206060rrtnNh 02. 08602. 0161)1067. 5103()103(NYN0.9 02. 08602. 0262)1044. 1103()103(NYN0.925 由機械設(shè)計圖 625 查取尺寸系數(shù)1XY,由式614取0 . 2STY彎曲疲勞強度系數(shù)FS按機械設(shè)計表 612取60. 1FS 6 . 1219 . 03001lim1FSTXNFFSYYY338.6 6 . 121925. 024022lim2FSTXNFFSYYY279.9 比較 6 .33856. 181. 2111FSaFaYY 0.013 9 .27977. 125. 2222FSaFaYY0.0141 應(yīng)按大齒輪計算齒輪彎曲疲勞強度 332222115 .27740035. 069. 077. 125. 225.4314211 . 126. 126. 1FSaFadYYYzKTm4.07 取 m=5 mmzzma3002)10020(52)(21 分度圓直徑mmmzd10011 mmmzd50022 齒頂圓直徑mmzmda110)2(11 mmzmda510)2(22 齒根圓直徑mmzmdf5 .87)5 . 2(11 mmzmdf5 .487)5 . 2(22 按計算結(jié)果校核前面的假設(shè) 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 齒輪節(jié)圓速度 smnd/512. 26000048010014. 36000011 smz/5024. 010020512. 21001 查得1vK與原值一致。 齒寬mmdbd3535. 01001 小齒輪齒寬取 70mm,大齒輪齒寬取 65mm。 齒頂高 mmmha5 齒根高 mmmhf25. 625. 1 齒高 mmmh25.1125. 2 齒距 mmmP7 .15 齒原 mmms85. 72 齒槽高 mmme85. 72 中心距 )(221zzma300mm 第四章 曲柄滑塊機構(gòu) 第一節(jié) 曲柄滑塊機構(gòu)的運動和受力分析 曲柄滑塊機構(gòu) 在設(shè)計、使用和研究曲柄壓力機時 往往需要確定滑塊位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系驗算滑塊的工作速度是否小于加工件塑性變形所允許的合理速度。 在計算曲柄滑塊機構(gòu)的受力情況時 由于目前常用的曲柄壓力機每分鐘的行程次數(shù)不高慣性力在全部作用力中所占的百分比很小可以忽略不計。同樣曲柄滑塊機構(gòu)的重量也只占公稱壓力的百分之幾也可忽略不計。 如圖 3-1 所示 L連桿長度 R曲柄半徑 S滑塊全行程BS滑塊的位移由滑塊的下死點算起曲柄轉(zhuǎn)角由曲柄軸頸最低位置沿曲柄旋轉(zhuǎn)的相反方向算起。從圖中的幾何關(guān)系可以得出滑塊位移的計算公式 2c o s14c o s1RSB 將上式對時間 t 微分可求的滑塊的速度 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 s i ns i n 22BVR 式中RL連桿系數(shù) 曲柄的角速度。 在曲柄滑塊機構(gòu)的受力計算中連桿作用力ABP通常近似地取等于滑塊作用力P,即 ABPP 滑塊導(dǎo)軌的反作用力為 s i nABnrrPPL 式中摩擦系數(shù)06. 004. 0 ABrr和連桿上、下支承的半徑。 曲柄所傳遞的扭矩可以看成由兩部分組成無摩擦機構(gòu)所需的扭矩0M和由于存在摩擦所引起的附加扭矩M即 00qqMMMPmPmPm 式中0m理想當(dāng)量力臂 0s i ns i n 22mR 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 R+LS=2RSBABB0LB0R0180O圖1-1 曲柄滑塊機構(gòu)運動簡圖 m摩擦當(dāng)量力臂 01ABmrrr 0r曲軸主軸承半徑。 則曲柄滑塊機構(gòu)的當(dāng)量力臂為 0sinsin212qABmRrrr 曲軸扭矩為 0sinsin212qqABMPmP Rrrr 如果上式取gPP和ggP公稱壓力g公稱壓力角 則曲柄壓陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 力機所允許傳遞的最大扭矩為 0sinsin212ggABMPRrrr 第二節(jié) 曲柄軸的設(shè)計計算 一、曲軸的結(jié)構(gòu)示意圖 LaLoLqLododaRdorrrah支承徑曲柄臂曲柄頸圖 32 二、曲柄軸強度設(shè)計計算 1、曲柄軸尺寸經(jīng)驗數(shù)據(jù) 支承頸直徑0d gPd55 . 40 mm 式中 gP壓力機公稱壓力KN KNPg160 取 mmd600。 其他各部分尺寸見下表 3-1 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 曲軸尺寸經(jīng)驗數(shù)據(jù) 表 3-1 曲軸各部分尺寸名稱 代號 經(jīng)驗數(shù)據(jù) 實際尺寸mm 曲柄頸直徑 Ad 1 . 1 (0)4 . 1d 140 支承頸長度 0L 5 . 1 (0)2 . 2d 205 曲柄兩臂外側(cè)面間的長度 qL 5 . 2(0)0 . 3d 300 曲柄頸長度 aL 3 . 1 (0)7 . 1d 170 圓角半徑 r 08. 0(0)10. 0d 8 曲柄臂的寬度 a 3 . 1 (0)8 . 1d 160 曲柄臂的高度 h 220 1、曲軸強度計算 曲軸的危險截面為曲柄頸中央的截面和支承頸端部的截面。 截面為彎扭聯(lián)合作用 但由于彎矩比扭矩大得多 故忽略扭矩計算出來的應(yīng)力。 彎矩 mNPrLLMgaqW16048817030048 7760 mN 彎曲應(yīng)力及強度條件 MP 3 .28101404 . 0160)88170300(4 . 0)8(933aAgaqMPdPrLL =140aMP 由上式可以導(dǎo)出滑塊上許用負(fù)荷 NNrLLdPAqA08.7928817030010140101404 . 084 . 06933 截面為扭彎聯(lián)合作用但扭矩比彎矩大得多 故可以只計算扭矩的作用。 扭矩 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 mNmPMqgn584.40160 6493.44 mN 剪切應(yīng)力及強度條件 aqgMPdmP330602 . 0584.401602 . 0 0 .015 aaMPMP100 滑塊上許用應(yīng)力 5 8 4.401010010602 . 02 . 069330qmdP aMP 考慮疲勞和應(yīng)力集中的影響許用應(yīng)力如下計算 sassnMPn500140200aMP 75. 0100150aMP 式中 s曲軸材料屈服極限MPa 40Cr調(diào)質(zhì)處理500sMPa sn安全系數(shù)取 2.53.5。 三、曲軸剛度計算 剛度計算簡圖 用摩爾積分法計算曲柄頸中部的撓度。 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 33333123111222422333gPyrrbrrbrbEJJJ 22342422aLrbrbrbmmJ 第一項31123rJ很小可以忽略故簡化公式為 22333333242224243122312brLbrJbrbrbrJrdrJEPyag 式中 gP公稱壓力)(KN E彈性模數(shù)對鋼曲軸aMPE5101 . 2 aL曲柄頸的長度 b曲柄壁厚度 r圓角半徑 321JJJ、支撐頸、曲柄臂、曲柄頸的慣性矩 64106014. 364124401dJ 6.36 4710m 46124431084.18641014014. 364mdJA 442323222102382201601222016012mahcahFJJc 所以撓度054. 0y。 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 第三節(jié) 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置 一、連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu) 由設(shè)計條件知連桿長度可調(diào)就用改變連桿長度的方法改變壓力機的封閉高度。如圖 15 所示連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu)這種連桿由連桿蓋 1、連桿2 和球頭調(diào)節(jié)螺桿 3 等零件組成。其上端套在曲柄軸頸上下端以球頭和滑塊 6中的球座 5 及球頭壓蓋 4 連接。借扳手或用鐵棍撥動棘爪轉(zhuǎn)動球頭螺桿就可以改變連桿長度從而改變壓力機的封閉高度。 二、連桿的計算 1、 連桿的作用力ABP: 單點壓力機KNPPgAB160 2、確定連桿及調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗公式 1球頭式調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗公式見下表 32 2連桿總長度 L 的確定 確定連桿長度 L 時應(yīng)根據(jù)壓力機的工作特點結(jié)構(gòu)型式精度和剛度要求等全面考慮。一般開式壓力機的連桿系數(shù)0.080.12,即連桿長度 RL= 12.58.34。 取0.1即 mmmmRL5001 . 0501 . 0lim mmmmLL55050limmax 計算部位 代號 經(jīng)驗公式 實際尺寸 球頭調(diào)節(jié)螺桿 mm Bd 9 . 3(gP)7 . 5 90 0d 67. 0(Bd)83. 0 70 1d 1 (0)13. 1d 70 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 三、連桿及球頭調(diào)節(jié)螺桿的強度計算 連桿及因兩端有摩擦力矩存在連桿及球頭調(diào)節(jié)螺桿受到壓應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的聯(lián)合作用應(yīng)當(dāng)演算其危險截面 AA 的合成力H使 HyWMPa 危險截面的壓應(yīng)力y AByAPF 式中 ABP連桿作用力KN; AF危險截面 AA 的面積2m 22205 .3846)270(14. 3)2(mmdFA aaaAAByMPPPFP6 .41106 .41105 .384610160663 危險截面的彎曲應(yīng)力W: AWAMW 式中AW危險截面的截面模數(shù)圓形截面33334300701 . 01 . 0mmdW AM危險截面的彎矩mN ABAABBrrMPrXL 式中 摩擦系數(shù)取0.05 2d 9 . 0(Bd)0 . 1 90 連桿 mm 3d 5 . 1 (0)0 . 2d 130 H 7 . 1 (0)06. 3d 150 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 ArB、r曲柄軸頸同連桿下支承端軸頸的半徑mm mmrA702140mmrB45290 X 危 險 截 面 到 連 桿 下 支 承 軸 頸 中 心 的 距 離 mmmmddXB28.283545)2()2(22202 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 1、連桿蓋 2、連桿 3、調(diào)節(jié)螺桿 4、球頭壓蓋 5、球頭下座 6、滑塊 7、螺釘 8、鎖緊塊 9、鎖緊塊 L連桿的總長度mm 對于長度可調(diào)的連桿mmLL550max。 mNMA696.312550457028.284516005. 0 aaAAWMPPWM12. 91034300696.3129 aaWyWMPMP12.11312. 9104 球頭調(diào)節(jié)連桿常用 45 鋼鍛造 調(diào)質(zhì)處理HBS220250 =180220aMP球頭表面淬火硬度為 42HRC。連桿體采用ZG35,正火處理。 四、調(diào)節(jié)螺桿的螺紋 調(diào)節(jié)螺桿的螺紋常采用強度較高的特種鋸齒形螺紋和梯形螺紋。因為壓力機是在重載情況下工作故采用梯形螺紋尺寸為 M10012。 五、調(diào)節(jié)螺桿的螺紋計算 由于螺母的材料一般較調(diào)節(jié)螺桿差同時標(biāo)準(zhǔn)梯形螺紋及特種鋸齒形螺紋的抗彎強度均比擠壓強度剪切強度低所以一般只計算螺母即長度可調(diào)連桿的連桿體或調(diào)節(jié)螺母的彎曲應(yīng)力。 01211.5ABWWddSPHd h 式中 0d、1d螺紋的外徑和內(nèi)徑 S螺距 H螺紋最小工作高度mmH150 h螺紋牙根處高度對于梯形螺紋0.635hS 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 W連桿體或調(diào)節(jié)螺母螺紋的許用應(yīng)力對鑄鋼 ZG35 80WMPa。 aWMP96.27106635. 0796.6115014. 3101606796.61705 . 11223aWMP80 六、連桿上的緊固螺栓 連桿上端分成兩部分應(yīng)用緊固螺栓連接。緊固螺栓承受的載荷較為復(fù)雜一般不予計算。查閱相關(guān)資料并參考螺栓個數(shù) 4 個螺栓直徑 M24. 第四節(jié) 滾動軸承的選擇 一、滾動軸承概述 滾動軸承具有滾動摩擦的特點因此它的優(yōu)點有摩擦阻力小啟動及運轉(zhuǎn)力矩小啟動靈敏功率損耗小且軸承單位寬度承載能力較大潤滑、安裝及維修方便等。與滑動軸承相比滾動軸承的缺點是徑向輪廓尺寸大接觸應(yīng)力高高速重載下軸承壽命較低且噪音較大抗沖擊能力較差。 選擇軸承類型時應(yīng)考慮多種因素。 1、載荷條件 載荷較大時一般選用線接觸的滾子軸承反之選擇點接觸球軸承軸承受純徑向載荷或主要承受徑向載荷 通常選用深溝球軸承、 圓柱滾子軸承或滾針軸承受純軸向載荷時選用推力球軸承軸向力大時選用推力滾子軸承當(dāng)軸承同時受徑向和軸向載荷時應(yīng)選用角接觸軸承或圓錐滾子軸承當(dāng)軸向載荷較大時通常選用四點接觸球軸承或推力球軸承與深溝球軸承的組合結(jié)構(gòu)。 2、軸承轉(zhuǎn)速 通常軸承的工作轉(zhuǎn)速應(yīng)低于其極限轉(zhuǎn)速。 否則會降低使用壽命。 一般轉(zhuǎn)速較高、載荷較小、要求旋轉(zhuǎn)精度高時宜選用極限轉(zhuǎn)速較高的球軸承。超過極限轉(zhuǎn)速較多時應(yīng)選用特制高速滾動軸承。轉(zhuǎn)速低、載荷大獲沖擊載荷時應(yīng)選用滾子軸承。 3、調(diào)心性能 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 各種軸承使用時允許的偏斜角應(yīng)控制在允許范圍內(nèi) 否則會引起軸承的附加載荷而降低軸承的壽命。 4、安裝和拆卸要求 為了便于軸承的安裝、拆卸和調(diào)整間隙選用內(nèi)、外圈可分離的軸承。若軸承裝在長軸上為了便于裝拆和緊固可選用帶內(nèi)錐孔或帶緊固套的軸承。 5、經(jīng)濟性 選用軸承時應(yīng)考慮經(jīng)濟性。 球軸承比滾子軸承便宜同型號不同公差等級的軸承比價為 P0:P6:P5:P41:1.5:2:6。選用高精度軸承時應(yīng)慎重。 二、滾動軸承型號選擇 根據(jù)上述的選擇原則在 JG2340 開式曲柄壓力機的轉(zhuǎn)軸上選用一對圓錐滾子軸承作支撐軸承徑向力NFFtr3 .262220tan8 .7204tan法向力為NFFtn68.766420cos8 .7204cos轉(zhuǎn)速min/400rn運轉(zhuǎn)時有沖擊軸頸直徑mmd50要求壽命hLh30000選擇軸承型號。 根據(jù)已知條件預(yù)選 32210 型軸承進行計算。 每一個軸承承受的徑向負(fù)荷為NFFtr3 .262220tan8 .7204tan 由于齒輪是直齒所以忽略外加軸向力又由于每端軸承是成對使用徑向負(fù)荷產(chǎn)生的內(nèi)部軸向力 S 互相抵消因此軸向負(fù)荷為 0。 平均徑向負(fù)荷為 NKFFprrm4 .8425 . 036052233 .262236033 平均軸向負(fù)荷0amF 當(dāng)量動負(fù)荷NFPrm4 .842壽命系數(shù)42. 350030000500310hhLf速度系數(shù)47. 040031003133310nfn 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 所以 NPfffCnRh6 .110334 .84247. 08 . 142. 3 32210 軸承的額定動負(fù)荷KNKNC033.118 .82因此符合要求。 第五節(jié) 滑動軸承 滑動軸承承受沖擊載荷的能力強主要用于曲軸的主軸承 連桿大小端支撐等。 一、滑動軸承的結(jié)構(gòu) 壓力機中常用的滑動軸承有整體式和剖分式兩種。 整體式軸承結(jié)構(gòu)簡單但磨損后無法調(diào)節(jié)軸承間隙軸只能從端部裝入這會給粗重的軸或階梯軸的安裝造成困難。 剖分式軸承磨損后 可用改變墊片厚度的方法調(diào)節(jié)軸承的間隙裝配也叫方便。剖分式的軸承中軸承所承受的徑向載荷方向不得超過軸承中心線 35左右否則就應(yīng)采用斜剖分式滑動軸承。 二、滑動軸承的潤滑及軸瓦結(jié)構(gòu) 滑動軸承必須可靠地潤滑。 因此必須正確選擇潤滑劑和潤滑方式。 軸和軸承之間要有一定的配合間隙。 在軸瓦上要開設(shè)油孔和油槽油孔和油槽應(yīng)開在壓力最小的位置不宜開在承載區(qū)以免降低油膜的承載能力。 軸瓦必須用銷或螺釘定位防止它在軸向和圓周方向竄動。 三、滑動軸承的計算 曲柄連桿機構(gòu)中的滑動軸承速度較低承受短時高峰負(fù)荷軸承處在邊界摩擦的狀況下工作設(shè)計中應(yīng)演算軸承軸瓦上的單位壓力 p 使 2()PppN mF 式中 p軸承上的單位壓力2N m P作用在該軸承上的壓力N 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 p軸瓦的許用單位壓力2N m F軸承的支承投影面積2m 與軸承的結(jié)構(gòu)、尺寸相關(guān)。 1、 驗算滑動軸承的單位壓力 p: 1 曲軸支承軸瓦 aaaABMPpMPMPLdPp4022. 820595210160203000 2 連桿大端軸承 aAaaAAABAMPpMPMPLdPp5068. 6171140101603 3 連桿小端軸承球頭式 aaaBABBMPpMPMPdPp10016.25810014. 31016044032 2、滑動軸承軸瓦上的速度v 1 曲軸軸承的速度 smsmndo/104/600080095. 014. 3600030 2連桿大端支承處的速度 smsmndAA/1045. 6/60001 . 018014. 014. 3600013 式中 0d曲軸軸承直徑mm Ad曲柄軸頸直徑mm n曲軸轉(zhuǎn)速min/r m i n/80rn 連桿系數(shù)0.1。 3、驗算pv值 為防止發(fā)熱過于厲害還應(yīng)驗算它的pv值即 pvpvN m s 式中 p軸承上的單位壓力 v軸承工作表面見的滑動速度 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 pv 許 用 的pv值 與 材 料 有 關(guān) 。 對 材 料1 01Z Q S n430 10pvN m s。 1 曲軸軸承psmNp/10288. 31041022. 843600 2連桿大端軸承smNpAA/10013. 11045. 61068. 6336p 所以符合要求。 第五章 機身設(shè)計 機身是壓力機的一個最基本部件。 所有零部件都裝在它上面 工作時要承受全部工作變形力某些下傳動壓力機除外 。因此機身的合理設(shè)計對減輕壓力機重量提高壓力機精度以及減少制造工時都具有直接的影響。 一、機身結(jié)構(gòu) 開式壓力機的機身有鑄造結(jié)構(gòu)和焊接結(jié)構(gòu)兩種。鑄造結(jié)構(gòu)多用灰鑄鐵制造也有球墨鑄鐵制造。焊接結(jié)構(gòu)多用 Q235 鋼板制造。鑄造結(jié)構(gòu)的材料比較容易供應(yīng)消震性能較好。但重量較重剛度較差。目前較適合于成批生產(chǎn)。焊接結(jié)構(gòu)與上相反適于單件小批生產(chǎn)重量較輕剛度較好外形比較美觀 但消震性能較差。因此選用焊接機身材料為 Q235-A 鋼板。 焊接結(jié)構(gòu)設(shè)計的一般原則 1盡量設(shè)計成具有對稱的截面和對稱的焊縫位置以減少焊接變形特別是扭曲變形 2要合理布置筋板數(shù)量不易過多 3 焊縫應(yīng)盡量遠(yuǎn)離應(yīng)力集中區(qū)域 盡量避免用焊縫直接承受主要工作載荷 4焊縫避免交義與聚集 5為工人創(chuàng)造良好的工作條件。 開式壓力機的主要優(yōu)點是操作方便。而主要問題是剛度較差 特別是有角變形存在影響工件精度和模具壽命。因此提高壓力機和機身剛度就成為機身設(shè)計的重要問題。提高機身剛度的途徑有三 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 1合理設(shè)計截面。為了提高機身剛度減少角變形例如盡量加大截面高度加大喉口壁厚等。 2采用高彈性模數(shù)材料。如孕育鑄鐵球墨鑄鐵、鋼板焊接等。 3改進機身結(jié)構(gòu)形式 。喉口內(nèi)側(cè)加拉桿的開式機身可以大大減小角變形。 二、強度計算 開式壓力機由于是三面敞開的懸臂結(jié)構(gòu)剛度差特別是存在角變形影響沖壓件精度及模具壽命。為便于設(shè)計先進行強度計算然后進行剛度校驗。 機身危險截面在喉口德橫切面上如圖 51 所示 圖 51 機身強度計算簡圖 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 危險截面上受到彎矩 M 和拉力gP的作用。 彎矩 M 為cgYCPM mN 式中 gP壓力機公稱壓力N 160KN C喉口深度mm mmC55 CY喉口內(nèi)緣到截面形心的距離 截面 面積 序號 寬 ibcm 高 ihcm 面積 2iFcm 各 塊面 積形 心坐標(biāo) iycm 面 積 與形 心 坐標(biāo) 乘 積iiFy 3cm 各 塊面 積形 心至 整個 危險 截面 形心 的距離 iCiayy cm 2iiFa 4cm 各 塊 面積 對 本身 形 心的 慣 性矩 312iiibhJ 4cm 1 212.5 17 425 8.5 3612.5 8.5 30700 10235 2 22.5 65 325 32.5 10562.5 15.5 78080 114430 3 23.5 2.5 17.5 63.75 1083.75 46.75 38247 9.1 合計 767.5 15258.75 147027 124674 cmFyFYiiic88.195 .76775.15258 mNmNM63808108 .1981020010160333 危險截面慣性矩 42271701147027124674cmaFJJiii 陽泉職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書