微型曲柄压力机设计

微型曲柄压力机设计

微型曲柄压力机设计

Design of micro-crank press

摘 要

本设计就目前市场上多样化的压力机的特点、使用范围和应用领域等情况，分析了它们的优缺点，并在不适宜教学，让学生在实验室内就可以体验其结构等问题上加以阐述。本设计通过拟定微型曲柄压力机总体设计的方案，对各个重要组成构件进行分析和设计。分析曲柄压力机所产生冲击力的原理、冲击力与曲柄结构之间的关系，设计和计算传动零件的结构和动力参数，设计压力机主体结构、控制系统和保护系统的结构。最后写出详尽曲柄压力机机构设计说明书， 绘制主要的零件图和工程装配图。通过本次的设计不仅可以满足曲柄压力机在现代化教学中的应用，启发学生的思维，传授知识，培养能力，降低学校教学成本，而且形象直观、简单明了、结构清晰，示教性好，保留了相当部分的手动操作，使学生能得到基本技能的训练，为学生增长实际操作经验有很大帮助。

关键词：压力机；曲柄机构；传动系统；滑块机构

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微型曲柄压力机设计

Design of micro-crank press

Abstract

The press’s strengths and weaknesses is analyzed in this design about the variety of features of presses, using scope and application areas on the market.This design elaborates many presses not suitable for teaching and the issues students should experience its structure in the laboratory ,etc.Through design the development program of micro-crank press,make an analysis and design of each integral component. Analysis the impact force principle generated by crank press and the relationship between the impact force and the crank structure.It is devised and calculated the structure and parameters of power parts transmission. The main structure of the design, control system and protection system structure of the press which is designed. Finally write a detailed design manual crank of press agency.Draw the main parts drawing and engineering assembly drawings, Through this design not only meet the crank press in modern teaching .Inspire students’think, Impart knowledge, capacity-building.Reduce the cost of school education and visually.Simple, clear structure, teach good,retained a considerable part of the manual operation.Enable students to receive training in basic skills, practical experience for students to grow is very helpful.

Key Words：Press;Crank; Transmission; Slider

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微型曲柄压力机设计

目 录

摘 要 ............................................................................................................................. I Abstract.............................................................................................................................. II 一、 绪论 .......................................................................................................................... 1 （一） 锻压设备在国民经济建设中的作用 .................................................................. 1 （二）曲柄压力机的发展历史和趋势 ............................................................................ 1 二、 曲柄压力机的工作原理 .......................................................................................... 4 三、 传动系统的配置 ...................................................................................................... 5 （一） 传动系统的布置 .................................................................................................. 5

1． 上传动及下传动的比较 .................................................................................... 5 2． 曲轴纵放和横放的比较 .................................................................................... 5 3． 开式及闭式的比较 ............................................................................................ 5 4． 单边和双边传动的比较 .................................................................................... 5 （二） 传动级数及数比的分配 ...................................................................................... 5 （三） 离合器和制动器的安装位置 .............................................................................. 7 （四） 曲轴的形式和特点 .............................................................................................. 7 四、 传动装置总体设计的分析与计算 .......................................................................... 8 （一） 主要参数的确定 .................................................................................................. 8

1． 公称力Pg ........................................................................................................... 8 2． 公称力行程Sg ................................................................................................... 8 3． 滑块的行程S ..................................................................................................... 8 4． 滑块行程次数n ................................................................................................. 8 5． 最大装模高度H ................................................................................................ 9 6． 工作台尺寸B*L ................................................................................................ 9 7． 滑块尺寸B1、L1 ............................................................................................... 9 （二） 电动机的选择 ...................................................................................................... 9

1． 电动机的类型选择 ............................................................................................ 9 2． 电动机的功率和扭矩 ...................................................................................... 10 （三） 带传动的主要参数 ............................................................................................ 11

1． 确定计算功率pc ............................................................................................. 12 2． 选择V带的带型 ............................................................................................. 13

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微型曲柄压力机设计

3． 确定带轮直径 .................................................................................................. 14 4． 确定V带的根数z .......................................................................................... 16 5． 带轮结构的设计 .............................................................................................. 18 （四） 齿轮传动的主要参数 ........................................................................................ 19

1． 主要参数的选择计算 ...................................................................................... 19 2． 按齿面接触强度设计 ...................................................................................... 19 3． 按齿根弯曲强度计算 ...................................................................................... 23 4． 主要尺寸计算 .................................................................................................. 25 五、 传动轴的设计计算 ................................................................................................ 26 （一） Ⅱ轴的设计计算及校核 .................................................................................... 26

1． 轴上的功率、转速和转矩 .............................................................................. 26 2． 求作用在齿轮上的力 ...................................................................................... 26 3． 轴直径的设计 .................................................................................................. 26 4． 轴的机构设计 .................................................................................................. 27 5． 选择轴的材料，确定许用应力 ...................................................................... 28 6． 计算支反力，画轴受力简图 .......................................................................... 28 7． 画弯曲扭矩图 .................................................................................................. 29 （二） 曲轴的设计计算 ................................................................................................ 31

1． 曲轴主要尺寸的确定 ...................................................................................... 31 2． 曲轴强度计算 .................................................................................................. 32 六、 连杆和滑块的设计 ................................................................................................ 36 （一）S??曲线的绘制 ................................................................................................ 36 （二） 连杆 .................................................................................................................... 37

1． 连杆的形式 ...................................................................................................... 37 2． 连杆的计算 ...................................................................................................... 38 （三） 滑块与导轨 ........................................................................................................ 39 七、 离合器和制动器的选择 ........................................................................................ 42 （一） 离合器的选择 .................................................................................................... 42 （二） 制动器的选择 .................................................................................................... 44 （三） 离合器和制动器工作过程 ................................................................................ 45 八、 铸造机身的设计 .................................................................................................... 46 结论 .................................................................................................................................. 48

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参考文献 .......................................................................................................................... 49 英文资料 .......................................................................................................................... 50 致 谢 .............................................................................................................................. 59

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一、 绪论

（一） 锻压设备在国民经济建设中的作用

锻压生产在国防工业和民用工业中占有极其重要的地位。采用锻压工艺生产零件具有很多特点：塑性成形时，移动材料单位体积的速度比切削加工，生产效率高；不光能改善结构和缺陷，而且还能充分利用纤维组织的方向性，尤其是精密锻压后不加工的零件，大大提高零件的机械性能；零件重量轻，材料利用率高，精密锻压件显得更为突出，这在航天和航空工业中具有及其重要的意义。因此，锻压加工的零件数量在各行各业中所占的比重很大。

锻压设备和切削机床是机械工业中两大类基本的工作母机。目前先进工业国家锻压设备所占的比重，均在全部机床拥有量的30%以上。锻压设备的发展水平、拥有量和构成比，不仅对锻压生产起着关键性的作用，而且在一定程度上代表着国家机械制造工业的技术水平。例如需要量很大汽车发动机进排气阀，过去在空气锤上用胎模锻造，现在采用六工位电热镦机和专用机械压力组成的电镦自动线进行生产，使材料利用率由原来的40~50%提高到80~85%,生产效率提高到40倍以上，劳动强度大大降低，工作条件得到改善，零件质量也有所提高。很多工业国家锻压设备的增长都比较快，苏联在5年内增长了20.05%，日本在5年内增长了65.41%，我国在28年内增长了140多倍。这说明工业进步和锻压工艺的革新，必须依靠锻压设备的发展。

（二）曲柄压力机的发展历史和趋势

锻压生产已有了很悠久的历史。在我国古代，人们就知道了金属经锻压制造出来的器械会更经久耐用。但是，采用锻压机械生产却只有一百多年历史。19世纪三十年代，世界上出现了第一台简易的平锻机。六十年代生产了冲压用的液压机。直到十九世纪末才出现相当规模的曲柄压力机。前期二十世纪末，由于汽车工业的兴起，曲柄压力机以及其他锻压设备得到了迅速的发展。

近年来，电子、通讯、计算机、家电及汽车工业的迅猛发展，对冲压零件的需求量迅猛增长。冲压零件可分为功能性和外观性零件。尺寸与形状均趋于标准化和系列化的功能性冲压件，生产批量越来越大（如中小型电机的定转子硅钢片、高压器硅钢片、刮脸刀、(IT芯片等)），为降低成本和提高劳动生产率，这类零件很适合在高速压力机上进行大批量生产；而外观性冲压零件，它的品种、外形与产量多变，为了适应市场，如果组织投资大批量生产，经济效益极不合算，因此，它们适宜于在行程次数较低高效率低的一般通用机械压力机上进行冲压。通用机械压力机的滑块每分钟的行程次数n 一般

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不超过200s.p.m，因此，可简单地将n>200s.p.m 称为高速压力机。国内外有一些公司通常将高速压力机分为下述3 个速度等级：超高速n>1000s.p.m，高速n>400-1000s.p.m，次高速250-400s.p.m。但根据现目前最高已达4000s.p.m，我们认为：按超高速1500s.p.m，真高速n>800-1500s.p.m，准高速n>250-800s.p.m 来分更科学。机械压力机电动机功率Pg 除与n 有关外，还和公称力P及滑块行程长度有关，划分是否为高速压力机不能简单用n 来测量，因此，还有待于提出更科学的定义。

1910 年，美国亨利拉特公司首创四柱底传动结构的压力机，迄今已有近100 年的历史，直到今天才是压力机发展的最为兴旺的时期。压力机的速度不断被刷新， 如日本电产京利的MACH-100 型超高速精密压力机。中国加入WTO之后，市场全球化的步伐加快，竞争越来越严酷，因此，各行业对冲压件提出了精度高、质量好、成本低等更高的要求。到如今，制造业是一个国家经济发展的重要支柱，其发展水平标志着该国家的经济实力、科技水平和国防实力。压力机是机械制造业的基础设备。随着社会需求和科学技术的发展，对机床设计要求越来越高。尤其是模具制造的飞速出现，使机床向高速、精确，智能化的方向发展。因此，对压力机的精度和生产率等各方面的要求也就越来越高。

现如今市面上的曲柄压力机以大型和中型为主，主要用于制造业。其体积大，功率大，耗能高，投资大，携带不方便，所以，不适宜学校作为常规实验器材使用。做为学校基本支柱之一的教学仪器，在实施素质教育、培养学生创新精神和科学素养的今天，越来越发挥着重要作用。 随着新课程的全面深入实施，新的教育理念逐步得到认同，教学仪器的意义和作用得到提升，高校普遍认识到教学仪器是加强实验教学，全面提高教学质量的重要保障。虽然国家对高校教育加大了投入，但依然有部分教学仪器不能满足现代化教学的要求，为满足教学需要，有条件的学校购买示教模型，没条件的学校带领学生下车间参观。这样一来，教学安排和安全问题格外突出，学生想更加透彻地了解压力机的功能及结构就非常困难。通过借鉴和参考了很多相似产品的设计规范和设计方法，本次设计的微型曲柄压力机与通用压力机、专用压力机比较，具有以下特点：

(1) 微型曲柄压力机上的通用部件和标准零件约占全部机床零、部件问题的70%—80%，因此设计和制造周期短，经济效益好。

(2) 微型曲柄压力机的通用部件是经过周密设计和长期生产实践考验的，它与一般专用机床比较，其结构稳定，工作可靠，使用和维修方便。

(3) 微型曲柄压力机加工工件，由于采用专用夹具、组合夹具和导向装置等，产品加工质量靠工艺装备保证，对操作工人的技术水平要求不高更适合应用于学生实践

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微型曲柄压力机设计

(4) 微型曲柄压力机可以满足曲柄压力机在现代化教学中的应用，启发学生的思维，传授知识，培养能力，降低学校教学成本。

（5）微型曲柄压力机形象直观、简单明了、结构清晰，安全实用使学生更直观更全面的了解压力机；示教性好，保留了相当部分的手动操作，使学生能得到基本技能的训练，为学生增长实际操作经验有很大帮助。

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二、 曲柄压力机的工作原理

曲柄压力机是采用机械传动得材料成形（塑性成形）设备，通过曲柄连杆机构获得材料成形所需的力和直线位移，从而使坯料获得确定的变形，制成所需的工件，可进行冲压，挤压和锻造等工艺，广泛应用于汽车工业，航空工业，电子仪表工业和五金轻工等领域。

如图2.1所示是曲柄压力机的工作原理图。其工作原理如下：电动机通过三角皮带将运动传给大皮带轮，再经过齿轮把运动传给曲柄，通过连杆转换为滑块的往复直线运动，因此，将齿轮的旋转运动变成了滑块的往复运动。上模装在滑块上，下模装在工作台上。当材料放在上，下模之间时，即能进行冲裁或其他变形工艺，制成工件。由于工艺操作的需要，滑块时而运动，时而停止，因此装有离合器和制动器。压力机在整个工作周期内进行工艺操作的时间很短，即有负荷的工作时间很短，大部分时间为无负荷的空程。为了使电动机的负载均匀，有效地利用能量，因而装有飞轮，大皮带轮即起飞轮 作用。

图2.1 曲柄压力机的工作原理图

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三、 传动系统的配置

（一） 传动系统的布置

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

传动系统的布置方式： 1． 上传动及下传动的比较

现有的通用压力机大多采用上传动机构。由于下传动压力机平面尺寸大，机器总重量比上传动大10—20%，传动系统在抵抗中，基础造价高，维修不便。所以采用上传动方式。

2． 曲轴纵放和横放的比较

旧式通用压力机多采用横放的安装形式。这种布置，曲轴和传动轴比较长，受力点与支撑的距离比较大，外形不够美观。现代压力机越来越多的采用纵放的安装方式。传动系统的刚性好、外观美观。所以采用纵放的安装形式。

3． 开式及闭式的比较

开式传动齿轮工作条件差、外形不美观，但安装维修方便。由于微型曲柄压力机用作教学示范，工作条件要求不高，且开式传动便于观察工作原理。故采用开式传动

4． 单边和双边传动的比较

一般均采用单边传动。对大规格的开式压力机，且曲轴采用平行于压力机正面的有采用双边传动的结构形式。故采用单边传动。

（二） 传动级数及数比的分配

压力机的传动级数与电动机的转速和滑块的每分钟行程次数有关，行程次数越低，则总速比大，传动级数就多些，否则每级的传动比过大，结构不紧凑。反之行程次数高，总速比小，传动级数可小些。现有开式压力机的传动级数一般不超过三级。行程次数80次/分用二级传动。40~10次/分的用三级传动。

在选用电动机转速时，电动机转速越低，可以减少总速比和传动级数。但电动机的尺寸越大，价格越贵，电机效率也低，不一定合适。通常采用二、三级传动系统，电动机转速为1000r/min、1500r/min。

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在各级传动速比要分配恰当。通常三角皮带传动速比不超过6~8，齿轮传动速比不超过7~9。减速比分配时，要保证分轮有适当的转速，对通用压力的分轮转速一般取用380~450r/min因转速太快会削弱飞轮的作用力。转速太快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。

表3.1齿轮传动可参照下表定中心距及模数

传动形式 齿轮副位置 单边传动 低速副 高速副 双边传动 低速副 高速副 中心距 铸铁齿轮 钢铸铁齿轮 模数 钢齿轮 小齿轮 齿数 ?5?6.5?d0 ?5?6.5?d0 ?5?6.5?d0 ?3?3.5?d0 0.1d0 0.072d0 0.085d0 0.09d0 0.064d0 0.07d0 14-21 16-24 14-22 14-24 ?4.3?5.6?d0 ?3.5?4.6?d0 ?3?3.7?d0 ?2?2.3?d0 ?0.056?0.084?d0 ?0.048?0.064?d0

表中：d0－曲轴支承直径，mm；大齿轮初定后还要校核圆周速度V

V??D0n60?1000 m/s （3.1）

式中：D0—大齿轮分度圆直径，mm。 N—压力机每分钟的行程次数。

表3.2允许的圆周速度

传动形式 单边传动 双边传动

齿轮副位置 低速副 高速副 低速副 高速副

0.9-3.5 4.6-5.7 0.7-3.3 对铸铁齿轮：3.1-4.4 对钢齿轮：5.6-6.2

圆周速度

2.4 5.3 1.6 对铸铁齿轮：4.1 对钢齿轮：5.7

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（三） 离合器和制动器的安装位置

采用摩擦离合器，从压力机能量消耗来看当离合器装在低速轴上，加速压力机从动部分所需功和离合器接合时消耗的摩擦功都较小，能量消耗也小。从离合器工作条件看，低速轴上的离合器摩损系数小，故离合器工作条件好，但低速轴上离合器需要传递较大的扭矩。离合器结构尺寸大。此外，从传动系统来看现代压力机传动系统大多采用封闭在机身内，离合器不便装在曲轴上。另外亦为了缩小离合器尺寸，降低制造成本，将离合器置于转速较高的飞轮轴上，制动器位置随离合器位置而定，因高速轴上制动力矩小，亦可缩小制动器结构尺寸。

（四） 曲轴的形式和特点

曲柄轴。也称为曲轴，如图3.1所示，在支撑颈d0与曲柄颈da之间为曲柄臂。

图3.1曲轴结构简图

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四、 传动装置总体设计的分析与计算

（一） 主要参数的确定

1． 公称力Pg 冲裁力由下式计算：

P=0.8Lt?b/1000 KN （4.1） 式中：L-工件剪切长度

t-工件厚度

?b-材料拉伸强度 对HT200：?b=220N/mm 现拟定板厚0.4mm,则

P?0.8?50?0.2?220?1000?1.76KN

根据工件形状用公式可算出所需冲压力P,选用压力机公称力

Pg?P0.75 （4.2）

Pg?P0.75=2.35KN

2． 公称力行程Sg

按JIC规定，Sg值与滑块行程无关。开式齿轮传动公称力小于320KN的曲柄压力机公称力Sg=3.2mm。

3． 滑块的行程S 对小于2000KN的压力机：

S?12.70.1Pg?2mm （4.3）

Pg=2.35KN带入公式得，

S= 19mm

4． 滑块行程次数n

对于一般用途的开式压力机，二级传动小于2000KN的压力机，行程次数可按下式计算：

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n?3000.1Pg?2?1.380.1Pg?2r/min （4.4）

Pg=2.35KN带入公式得，n=25r/min 5． 最大装模高度H

对一般用途的，小于2000KN的压力机，最大装模高度由下式决定：

H?44.40.1Pg?2?0.32?0.1Pg?2?mm （4.5） 由Pg=2.35KN带入公式得，H=116.2mm 6． 工作台尺寸B*L

对于小于2000KN的压力机，工作台前后尺寸B、L用下式决定：

B?100?520.1Pg?2mm （4.6）

L?300?580.1Pg?2mm （4.7）

由Pg=2.35KN带入公式得: B=178mm，L=387mm。 7． 滑块尺寸B1、L1

对一般用途的，小于2000KN的压力机，滑块前后尺寸B1、左右尺寸L1用下式决定： B1?450.1Pg?2mm （4.8） L1?520.1Pg?2mm （4.9） 由Pg=2.35KN带入公式得，B1=67mm，L1=78mm。

（二） 电动机的选择

1． 电动机的类型选择

电动机的容量选择的是否合适对于电动机的工作和经济都有影响，容量选择过小不能保证工作机正常工作或使电动机因超载而过早损坏，而容量选择过大，则电动机的价格高，能力不能充分利用，而且由于电动机经常不能满载运行，其效率和功率都较低，增加电能消耗而造成能源浪费，电动机的容量主要根据电动机运行时发热条件来决定的，对于载荷比较稳定，长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率Pw?P0即可。这样选择的电动机就能安全工作，不会发热。因此通常不必校验电动机的发热和起动转矩。

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2． 电动机的功率和扭矩 （1）工作机所需功率Pw Pw?式中：Fw?Pg?2.35KN

Vw?25?2.35?2?1.96?10?3m/s

60?1000Fw?Vw （4.10）

1000?w工作装置齿轮传动和带传动效率分别查表得:?齿?0.95，?带?0.95,滑块传动效率、滑动轴承传动效率、滚动轴承效率分别取?滑?0.94，?动?0.94，?滚?0.98

而?w??齿??带??滑??动??滚?0.95?0.95?0.94?0.94?0.98?0.78 代入上式可得：

Fw?Vw2350?1.96?10?3??0.098KW （4.11） Pw?1000?w1000?0.84（2）电动机的输出功率P0 P0?Pw? （4.12）

式中：?—电动机至曲轴的传动装置总功率。

?w??齿??带??滑??动??滚?0.95?0.95?0.94?0.94?0.98?0.78 P0?Pw??0.098?0.13kw 0.78（3）选择电动机的型号

因载荷平稳电动机额定功率Pw只需略大于P0即可，查《机械零件设计手册》资料中电动机技术数据表选电动机的额定功率Pw为0.14kw 。

曲轴的工作转速nw?25r/min；V带的传动比范围i1?2?4；单级齿轮传动比范围

i2?3?5；则总传动比范围为i:

取带传动比为： i带=3齿轮传动比为： i齿=4 总传动比为： i总=12

电动机的同步转速为：300r/mi

最后查表选得电动机型号为：57ZW直流无锡电动机 （4）计算传动装置各级的运动和动力参数

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①各轴的转速:

Ⅰ轴 n1?nw?300r/min II轴 n2? III轴 n3?②各轴的输入功率

I轴 P1?P0?滚?0.14?0.98?0.137kw II轴 P2?P1?带?滑?0.14?0.95?0.94?0.12kw III轴 P3?P2?齿?动?0.12?0.95?0.94?0.11kw ③各轴的输入转矩

T0?9550P00.14?9550??4.46N?m nw300P10.137?9550??4.4N?m n1300n1300??100r/min i带3n2100?=25 r/min i齿4I轴 T1?9550II轴 T2?9550III轴 T3?9550如表4.1所示：

P20.12?9550??11.46N?m n2100P30.11?9550??42.02N?m n325表4.1传动轴的动力参数

转速n(r/min) 功率PKw 扭矩T（N.m） 传动比 效率? 电动机轴 300 0.14 4.46 1轴 300 0.137 4.4 3 0.98 2轴 100 0.12 11.46 4 0.893 3轴 25 0.11 42.02 1 0.893 （三） 带传动的主要参数

设计V带传动的原始数据：

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传动的功率P：

P1?0.137kw,P2?0.12kw

主从动轮的转速n1、n2和传动比i：

n1=300r/min， n2=100r/min ， i=3

1． 确定计算功率pc

pc是根据传递的名义功率P，并考虑载荷性质、原动机种类和每天运转的时间等因

素确定的

Pc?K?p （4.13） 由表4.2可查得工作情况系数。

表4.2工作情况系数表

原动机

电动机（交流启动、三

载荷性质

工作机

角启动、直流并励），四缸以上内燃机 <10

液体搅拌机、通

载荷变动很小

风机和鼓风机（≤7.5kW）、离心式水泵和压塞机、轻负载荷输送机

带式输送机（不均匀载荷）、通风机、螺

载荷变动小

旋式水泵和压缩机（非离心式）、发动机、金属切削机床、印刷机、螺旋筛、锯木机和木工机械

1.1

1.2

1.3

1.2

1.3

1.4

1.0

1.1

1.2

1.1

1.2

1.3

10~16

>16

电动机（联机交流启动、直流复励或串励），四缸以下的内燃机

每天工作小时数/h

<10

10~16

>16

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制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩

载荷变动较大

机、起重机、磨粉机、冲剪机床、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载输送机 破碎机（旋转式、鹗

载荷变动很大

式等）、磨碎机、（球墨、棒墨、管墨）

1.3

1.4

1.5

1.5

1.6

1.8

1.2

1.3

1.4

1.4

1.5

1.6

查的工作情况系数K??1.3

Pc?K?p?1.3?0.137?0.178kw

2． 选择V带的带型

根据计算功率pc和小带轮的转速n1由《机械设计》图8-11：

图4.1普通V带选型图

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初选带型为Y型 3． 确定带轮直径 （1）初选小轮直径dd1

带轮直径小时，传动尺寸紧凑，但弯曲应力大，使带的疲劳强度降低；传递同样的功率时，所需有效圆周力也大，使带的根数增多。因此一般取dd1?dmin,并取标准值。查表4.3、4.4可知：

表4.3V带轮的最小基准直径

槽型 （dd）min/mm

Y 20

Z 50

A 75

B 125

C 200

D 355

E 500

表4.4普通V带轮的基准直径系列

带型 Y Z

400,500,630

75,80,85,90,95,100,106,112,118,125,132,140,150,160,180,200,224,250,280,315,355, A

400,450,500,560,630,710,800

125,132,140,150,160,180,200,224,250,280,315,355,400,500,560,600,630,710,750, B

800,900,1000,1120

200,212,224,236,250,265,280,300,315,335,355,400,450,500,560,600,630,710,750, C

800,900,1000,1120,1250,1400,1600,2000

355,375,400,425,450,475,500,560,600,630,710,750,800,900,1000,1060,1120,1250,

D

1400,1500,1600,1800,2000

500,530,560,600,630,670,710,800,900,1000,1120,1250,1400,1500,1600,1800,2000, E

2240,2500

基准直径dd

20,22.4,25,28,31,5,40,45,50,63,71,80,90,100,112,125

50,56,63,71,75,80,90,100,112,125,132,140,150,160,180,200,224,250,280,315,355,

查表取dd1?25mm。

–14–

微型曲柄压力机设计

（2）验算带速v

带速过高则离心力大，使带与轮间的压力减小，易打滑。因此，必须限制带速

v?vmax。对Z型V带， vmax?30m/s。当v?vmax时，应减小d1，

时，所需

有效拉力Fe过大，要求带的根数过多。一般应使v?5?25m/s，最佳带速为10-20m/s。

即：

v?（3）计算大带轮直径

dd2?idd1?75mm 根据表4.4圆整带长dd2?80mm。 （4）确定中心距a和带长Ld ①一般初定中心距a0为：

0.7dd1?dd2?a0?2dd1?dd2 （4.15）

?ddn1160?1000（4.14） ?2.5m/s

????

73.5?a0?210 初定中心距a0?100mm。 ② 初算带长Lc和确定带长Ld。

初选中心距后，根据带传动的几何关系，按下式初算带长： Lc?2a0???d2d1?dd2???dd2?dd14a0?2?389mm （4.16）

算出Lc后，查表4.5：

表4.5 Z型V带的基准长度系列及长度系数KL

基准长度Ld/mm

400 450 500 560 630

带长修正系数KL

0.87 0.89 0.91 0.94 0.96

–15–

微型曲柄压力机设计

710 800 900 1000 1120 1250 1400 1600 1800

0.99 1.00 1.03 1.06 1.08 1.11 1.14 1.16 1.18

取相近的基准长度Ld=400mm。 ③计算中心距a及其变动范围

因选取基准长度不同于计算长度，实际中心距a需要重新确定，可用下式近似计算：

a?a0?Ld?Lc（4.17） mm?105.5mm

2考虑安装、更换V带和调整、初偿初拉力（例如带伸长而松弛后的张紧），V带传动通常设计成中心距可调的，中心距变化范围为

amin?a?0.015Ld?94mm （4.18）

amax?a?0.03Ld?112mm （4.19）

4． 确定V带的根数z

由dd1?25mm,n1?300r/min，查表4.6得：

表4.6 单根普通V带（Y型）的基本额定功率P0

小带轮的基准直径dd1/mm 50

0.06

0.09

0.10

0.12

0.14

0.16

0.17

0.20

0.22

0.26

400

700

800

950

1200

1450

1600

2000

2400

2800

小带轮转速n1/(r/min)

–16–

微型曲柄压力机设计

56 63 71 80 90

0.06 0.08 0.09 0.14 0.14

0.11 0.13 0.17 0.20 0.22

0.12 0.15 0.20 0.22 0.24

0.14 0.18 0.23 0.26 0.28

0.17 0.22 0.27 0.30 0.33

0.19 0.25 0.30 0.35 0.36

0.20 0.27 0.33 0.39 0.40

0.25 0.32 0.39 0.44 0.48

0.30 0.37 0.46 0.50 0.54

0.33 0.41 0.50 0.56 0.60

查得p0?0.12kw

根据n1?300r/min，i=3和Y带型，查表4.7得：

表4.7 单根普通V带（Y型）额定功率的增量?P0

小带轮转速n1/(r/min)

传动比i

400

1.00-1.01 1.02-1.04 1.05-1.08 1.09-1.12 1.13-1.18 1.19-1.24 1.25-1.34 1.35-1.50 1.51-1.99 ≥2.00

700

800

950

1200 1450 1600 2000 2400 2800

0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.00 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.00 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.03 0.00 0.00 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.03 0.03 0.00 0.01 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.02 0.03 0.03 0.00 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.02 0.03 0.03 0.04 0.01 0.01 0.02 0.02 0.02 0.02 0.03 0.03 0.04 0.04 0.01 0.02 0.02 0.02 0.02 0.03 0.03 0.04 0.04 0.04

查得?P0?0.01kw 由表4.8得：

–17–

微型曲柄压力机设计

表4.8 包角修正系数

小带轮包角α(o) Kα

1.00 0.99 0.98 0.96 0.95 0.93 0.92 0.91 0.89 0.88 0.86 0.84 0.82 180

175

170

165

160

155

150

145

140

135

130

125

120

查得包角系数k??0.96 由表4.5查得长度系数kl?0.9 计算V带根数Z ： Z?P0Pw? （4.20） Pr?P0??P0?k?klPr??0.12?0.02??0.96?0.9?0.022kw Z?P0Pw?=5.4 Pr?P0??P0?k?kl取z=6

5． 带轮结构的设计

带轮宽度：B=(1.5—2)d=12mm。

小带轮基准直径：dd1?25mm,采用实心式结构。（小带轮如下图所示） 大带轮基准直径：dd2?80mm，采用实心式结构。

12.5其余d0ddd1

图4.2带轮结构

–18–

微型曲柄压力机设计

（四） 齿轮传动的主要参数

1． 主要参数的选择计算

（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ①根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动

②考虑到该齿轮传动机构传动功率大，且有较大的冲击，齿轮均选用40Gr钢，表面淬火，平均齿面硬度为52HRC选用6级传动精度。

③选择材料。因载荷平稳，传递功率小，可采用软齿面齿轮。小齿轮选用45钢调制处理，大齿轮选用45钢正火处理。取小齿轮硬度为217-225HBS，大齿轮硬度为162-217HBS。计算时小齿轮硬度为240HBS，大齿轮硬度为190HBS。④选小齿轮齿数

z1?20，大齿轮齿数为： z2?iz1?4?20?80，取z2?80。

u?80?4 202． 按齿面接触强度设计

对于齿面硬度小于350HBS的开式齿轮传动，应按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲强度校核。

齿面接触强度设计公式为；

2d1t?2.323ktT1?du?1?ZE?（4.21） ????mm

u???H??（1）确定公式内的各计算数值 ①选载荷系数kt?1.3（t表示试选） ②小齿轮传递的转矩为： T1?9.55?106T1?9.55?106P2 （4.22） n2P20.12?9.55?106??1.146?104 n2100③据表4.9知，因为单级传动，齿轮为悬臂布置，取齿款系数0.4。

表4.9 圆柱齿轮的齿宽系数?d

装置状况

两支撑相对与小齿轮做对称布置

两支撑相对与小齿轮做不对称布置

小齿轮做悬挂布置

–19–

微型曲柄压力机设计

?d

0.9-1.4（1.2-1.9） 0.7-1.15（1.1-1.65） 0.4-0.6

④查表4.10可知，弹性影响系数：

表4.10 弹性影响系数ZE

弹性模量E/MPa

齿轮材料 锻钢 铸钢 球墨铸铁 灰铸铁

灰铸铁 162.0 161.4 156.6 143.7

球墨铸铁 181.4 180.5 173.9

11.8?104 17.3?104

配对齿轮材料 铸钢 188.9 188

锻钢 189.8

夹布塑胶 56.4

20.2?104 20.6?104 0.78?1045

查得弹性系数 ZE?189.8MP ⑤由图4.2可知：

12

图4.2 齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：?Hlim1?600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限: ?Hlim2?400MPa。

⑥由式4.23：

N?60jnLh （4.23）

可算应力循环次数：

–20–

微型曲柄压力机设计

N1?60n1jLh?60?300?1??2?8?300?10??0.97?109 NN12?i?2.43?108 2⑦由图4.3查接触疲劳寿命系数

图4.3接触疲劳寿命系数KHN

可得ZN1?1，ZN2?1，SN?1.1。 计算接触疲劳许用接触力： ???Hlim1ZN!1H1??S?600?N1.1?545MPa ???Hlim2ZN2400?1H2??S?N1.1?363.6MPa 2）计算

–21–

4.24）（ （微型曲柄压力机设计

①计算小齿轮分度圆直径d1t，取小值??H2?代入计算；

1.3?114604?1?189.8?d1t?2.323?????23mm

20.44?363.6?②计算圆周速度v v??d1n1.14?23?10060?1000?360?1000?2.53m/s

③计算齿宽b与齿高之比

bh b??d?d1t?0.4?23?9.2mm md1t23t?z??3.83 16h?2.25mt?8.625mm bh?9.28.625?1.07 ④计算载荷系数

根据v=2.53m/s和6级精度,知动载荷系数Kv?0.65 直齿轮， KH??KF??1 查表4.11

表4.11使用系数KA

原动机

电动机、均匀蒸汽机、燃气多缸内燃载荷状态 工作机器 运转的蒸汽轮机液压装

机

机、燃气轮机

置 发电机、均匀传送的 带式输送机或板式输 送机、螺旋输送机、 均匀平稳

轻型升降机、包装机、1.00

1.10

1.25

机床进给机构、通风机、均匀密布材料搅拌机等

不均匀传送的带式输

送机或板式输送机、

–22–

（4.25）（4.26）（4.27）单缸内燃机

1.50

微型曲柄压力机设计

轻微冲击 机床的主传动机构、1.25 重型升降机、工业与1.35

矿用风机、重型离心机、变密度材料搅拌机等

橡胶挤压机、橡胶和 塑料做间断工作的搅 中等冲击

拌机、轻型球磨机、1.50

1.60

木工机械、钢初轧机、提升装置、单缸活塞泵等

挖掘机、重型球磨机、 橡胶揉合机、破碎机、 严重冲击

重型给水泵、旋转式1.75

1.85

钻探装置、压砖机、带材冷轧机、压培机等

查得使用系数KA?1

根据v=2.53m/s和6级精度，悬臂支撑,根据线性插值法：得KH??1.179 由

bh?1.07，KH??1.179，得KF??1.08。 故载荷系数K?KAKvKH?KF??1?0.65?1?1.179?0.77 ⑤按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式4.28

dK1?d1t3K t得：dK0.771?d1t3K?23?31.3?19.3mm t3． 按齿根弯曲强度计算 弯曲强度的计算公式由式4.29

m?32KT?YFaYSa??2?? dz1???F??–23–

1.50

1.75

1.75

2.00

2.00

2.25

（4.28）（4.29） 微型曲柄压力机设计

（1）确定公式内的各计算数值

已知小齿轮的弯曲疲劳强度?FE1?580MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度

?FE2?320MPa

②弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.85,KFN2?0.85 ③计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式4.30

??KFN1?FE1F??S

??FN1?FE10.85?580F?1?KS?1.4?352.14MPa??KFN2?FE2?0.88?320F?2?S1.4?201.14MPa

④计算载荷系数K

K?KAKVKF?KF??1?0.65?1?1.08?0.702

⑤查取齿形系数

由表4.12知YFa1?2.8,YFa2?2.22 ⑥查取应力校正系数 由表4.12查得

表4.12 齿形系数YFa及应力校正系数YSa

z?zv? 17

18

19

20

21

22

23

24

25

26

YFa

2.97 2.91 2.85 2.80 2.76 2.72 2.69 2.65 2.62 2.60 YSa

1.52 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 1.575 1.58 1.59 1.595

z?zv? 30

35

40

45

50

60

70

80

90

100

YFa

2.52 2.45 2.40 2.35 2.32 2.28 2.24 2.22 2.20 2.18 YSa

1.625 1.65 1.67 1.68 1.70 1.73 1.75 1.77 1.78 179

YSa1?1.55,YSa2?1.77

⑦计算大、小齿轮的

YFaY?Sa?

F?并加以比较–24–

（4.30）

27

28

29

2.57 2.55 2.53

1.60 1.61 1.62

150

200

?

2.14 2.12 2.06

1.83 1.86 1.97

微型曲柄压力机设计

YFaYSa??F?1?2.8?1.55?0.0123

352.14YFaYSa??F?2?2.22?1.77?0.0195

201.14大齿轮的数值大 （2）设计计算 m?32?0.702?11460?0.0195?1.89 20.4?20对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数3.69并就近圆整为标准值m=2，按接触强度算得的分度圆直径d1?23mm。

算出小齿轮齿数

z1?d123??12 m2大齿轮齿数： z2?4?12?48 取z2?48

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

4． 主要尺寸计算 （1)模数 : m?取标准m=2mm

（2)分度圆直径: d1?mz1?2?12?24mm d2?mz2?2?48?96mm （3）中心矩 ： a?d1?d224?96??60mm 22d123??2mm z112（4）齿宽： b??dd1?0.4?23?9.2mm

为补偿两轮轴向尺寸误差,取 b1?10mm,b2?15mm (b=15mm)。

–25–

微型曲柄压力机设计

五、 传动轴的设计计算

（一） Ⅱ轴的设计计算及校核

1． 轴上的功率、转速和转矩

P2?0.12kw n2?100r/min T2?11.462． 求作用在齿轮上的力

dd1?24mm

Ft?2T2?955N dd1Fr?955?tan20??348N

3． 轴直径的设计

先按式5.1初步估算轴的最小直径，选取轴的材料45号钢，调质处理。根据表5.1

表5.1轴常用几种材料的??T?及A0值

轴的材料 Q235-A、20 15-25 149-126 Q275、35（1Gr18Ni9Ti） 20-45 126-103 45 25-45 126-103 40Gr、35SiMn 38SiMnMo、3Cr13 35-55 112-97 ??T?/MPa A0 根据上表取A0=105按公式5.1 dmin?A03P2 （5.1） n2代入数值得： dmin?12mm

输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d1?2。

为了使所选轴的直径d1?2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算扭矩Tca?KAT，查表14—1，考虑到扭矩变化很小，故取KA?1.3，则 Tca?KAT2?1.3?1.31?1.7(N?m)

–26–

微型曲柄压力机设计

选用凸缘联轴器YLD1，其公称扭矩为10N.m。半联轴器的孔径d1=10mm，故取

d1?2=10mm，半联轴器长度L=25mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=22mm。

4． 轴的机构设计

（1）拟订轴上零件的装配方案：

轴上部分零件包括轴端挡圈、联轴器、带轮、左端轴承依次由左装配;套筒、齿轮、轴承和轴承端盖,依次由右装配.

（2）根据轴向定位及固件要求，确定轴的各段直径和长度见表5.1

表5.1轴的各段直径

轴段位置 半联轴器段1-2

直径和长度

说明

由d1?2?dmin取得

半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=22mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1—2段的长度应比L1略短一些，现取L1?2?20mm。

带轮段2-3

为了满足半联轴器的轴向定位要求，1—2轴段右端需制出一轴肩，故取2—3段的直径d2?3?12mm

d1?2?10mm L1?2?20mm

d2?3?12mm

L2?3?25mm

轴

承

段

由于大带轮的宽度为16mm，2-3段的直径应大于带轮的宽度，取得L2?3?25mm

d3?4?d7?8?15mm

因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据

3-4=7-8

d2?3?12mm，由轴承产品目录中初步选

取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30302

，

其

尺

寸

为

d?D?T?15mm?42mm?14.25mm，

故d3?4?d8?9?15mm

l7?8?22mm

套筒段4-5

d4?5?d3?4?18mm

–27–

微型曲柄压力机设计

l4?5?16mm

根据滚动轴承尺寸选得齿轮的左端与左端之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为18mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取

l4?5?16mm。

齿轮段5-6

d5?6?20mm l5?6?23mm

取安装齿轮处的轴段5—6的直径

d5?6?20mm

比大齿轮宽度略短

右端滚动轴承采用轴肩进行定位。由《机械零件设计手册》表8—29查得30302型轴承的定位轴肩高度3mm，因此取。

轴环段6-7

d6?7?26mm

d6?7?26mm

（3）轴上零件的周向定位

半联轴器、带轮、齿轮与轴的周向固定均采用平键联接。带轮处按d4?5得平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为14mm； d1?2处采用平键尺寸为b?h?l?3?3?18, b?h?6?6，

半联轴器与轴的配合为H7/K6；滚动轴承与轴的周向定位是采用过盈联接来保证的。此处选用H7/r6。

（4）定出轴肩处的圆角半径r的值 由上述条件可取轴端倒角取2?45?。 5． 选择轴的材料，确定许用应力

轴的材料；该轴为齿轮轴，所以选用45钢，调制处理性能按?200mm的选择，得

?B?650MPa， ?S?360MPa， ??1?300MPa，??1?155MPa。查得许用应力得：

??0?b?100MPa， ???1?b?60MPa。

6． 计算支反力，画轴受力简图

已知33008圆锥滚子轴承的a=14.1mm。因此作为简支梁的轴的支撑跨距

l2?l3?46mm+94mm=140mm

由此可画轴的受力图，如图5.1所示

–28–

微型曲柄压力机设计

AFRBHFRDHFRVBFRBH图5.1轴的受力简图

（1）水平支反力 FRBH?FtL3LL?12306?94?8262.6N 2?3140FRDH?Ft?FRBH?12306?8262.6N?4043.4N

FFRBHRDH图5.2水平支反力简图

（2）垂直支反力 FRBV?FrL3L?4479?94140?3007N 2?L3 FRDV?Fr?FRBV?4479?3007?1472N

F2FKBVFR D V图5.3垂直支反力简图

7． 画弯曲扭矩图 （1）水平面弯矩图MH

–29–

5.2）5.3）（

（

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MCH1?FRBHL2?8262.6?46?380080Nmm （5.4） MCH2?FRDHL3?4043.4?96?388166.4Nmm

图5.4水平弯矩简图

（2）垂直面弯矩图MV

MCV1?FRBVL2?3007?46?138322Nmm MCV2?FRDVL3?1472?94?138368Nmm

图5.5垂直弯矩简图

（3）合成弯距图

22MC1?MCH1?MCV1?404467Nmm 22MC2?MCH2?MCV2?412091Nmm

图5.6合成弯矩简图

–30–

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从图弯矩图中可见载面C 处弯矩最大,应校核该载面的强度。载面C 的当量弯矩

2Me?MC??aT??486005Nmm2

（5.5） 式中a? ?b????1??60?0.6

??0?100M486005??11.3MPa 330.1d0.1?35校核结果； ?b????1?b?60MPa载面C处强度足够

（二） 曲轴的设计计算

1． 曲轴主要尺寸的确定

在设计曲轴时，先根据经验公式决定曲轴的有关尺寸，然后根据理论公式进行精确核验。

曲轴有关的经验公式如表所列：

表5.2 曲轴有关尺寸经验公式

支承颈直径

d0??4.5?5?Fg=7mm Fg——标称压力2.35（kN）

曲轴各部分尺寸名称 曲柄颈直径 支承颈直径

曲柄两臂外侧面间的长度 曲柄颈长度 圆角半径

代 号

经验数据

(1.1~1.4) d0 =9mm (1.5~2.2) d0=14mm (2.5~3.0) d0=18mm (1.3~1.7) d0=10mm (0.08~0.10) d0=0.6mm

dA l0lg

la

r

–31–

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曲柄臂的宽度（或直径） a

(1.3~1.8) d0=12mm

2． 曲轴强度计算 (1)截面C—C的强度计算 危险截面C—C的弯矩Mw为：

Mw???lg?la?8r?/4??PgNM 最大弯曲应力?为： ??M?la?8r?Pgw/w??lg0.4d3 A式中： Pg—压力机公称力 N

la—曲柄颈长度 m lg—曲柄两臂外侧距离 m

d—曲柄颈直径 m r—圆角直径 m w—弯曲断面系数 m2

带入数值得： Mw?7.52KN?mm,??25.78MPa

表5.3许用弯曲应力???、???

材料 ????105Pa

????105Pa

45调质 1000-1400 750-1000 40Cr

1400-2000

1000-1500

校核结果: ?????，满足强度要求。

–32–

5.6）5.7）（

（

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图5.7曲轴计算简图（纯弯梁法）

在曲柄颈上，除受弯矩作用外，尚受到扭矩的作用，应按弯扭联合作用计算。但由于弯矩比扭矩大的多，故忽略扭矩计算的应力与考虑扭矩所得的应力相差不多。对于标准行程的通用压力机，用式Mw???lg?la?8r?/4??PgNM计算C—C截面的应力足够准确。

以上是计算危险截面C—C计算公式，曲轴除了在曲柄颈的C—C截面上有肯能破坏以外，在支承颈的B—B截面也有可能破坏，故尚需要核算B—B截面的强度。

（2）截面B—B的强度计算

曲轴传递的扭矩由无摩擦机构所需要的扭矩和由于存在摩擦所引起的附加扭矩组合而成。

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图5.8曲柄颈扭矩计算图

截面B—B的扭矩Mk为：

Mk?Pgmk 最大剪切应力?为：

??MkPgmkw?0.2d3Pa n0式中：mk—当量力臂 ， Mk?M0?MuNM

M—理想当量力臂。M????00?R?sin??2sin2???mm

Mu—摩擦当量力臂。Mu?u??1???rA???rB?r0??mm d0—曲轴支撑颈半径 wn—扭转断面系数

曲拐剪切应力为当量力臂的函数。随着曲轴转角的变化而变化 根据?、?计算值，令?????， ?????。由上式得：

截面C—C： ?P??0.4d3A?l8r a?–34–

5.8）5.9）5.10）

（ （ （

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3??? （5.11）0.2d0截面B—B： ?P??

Mkr0—曲轴的支撑半径，ｍｍ

p—连杆作用力，KN

rA—曲轴半径

rB—连杆球头半径，dB??4?5.5?Pgmm

u—曲柄连杆机构摩擦系数，对开式压力机：u=0.04

曲轴在公称转角?g时发生公称力Pg.曲轴传递的扭矩按下式求得：

?????Mkg?Pg?R?sin?g?sin2?g??u??1???rA???rB?r0???NM （5.12）

2????当开始发生公称力时?g最大，既扭矩最大。对于一般用途的压力机取?g=20—30，大多数工厂按?g=26选取。代入数据得：

Mkg?32789.4NM

????Pgmk32789.4Mk???111Pa 33wn0.2d00.2?7校核结果： ?????，满足要求。

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六、 连杆和滑块的设计

（一）S??曲线的绘制

开式压力机采用曲柄连杆机构驱动滑块作上下垂直运动。滑块行程与曲轴转角有关。

??? S?R??l?cos????l?cos???mm （6.1）

4??式中：R—曲柄半径，mm

?—连杆系数 L—连杆长度，mm

?—曲柄转角

连杆系数?=0.1—0.3。?值越大，由于力臂增加，在相同情况下，传递扭矩就越大。对普通一般用途压力机：?=0.1—0.2。当?值不同时，绘出S??曲线如图6.1：

图6.1S??曲线关系

滑块速度由下式计算：

V?wR?sin??sin2??m/min （6.2）曲柄在90时滑块向下的速度最大。最大速度Vmax?wR?0.105nR 式中：w—曲柄角速度。w??R/30?0.105R

n—滑块行程次数r/min

为了计算在公称力行程时传递的扭矩，必须求得在公称力位置时的曲轴公称转角

??g。

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?g?cos?1R2??R?L?Sg??L222R?R?L?Sg? （6.3）

（二） 连杆

1． 连杆的形式

连杆由连杆体及球头调节螺杆组成，直接用扳手搬动调节螺杆的方式改变二者的相对位置，可以改变连杆长度，从而改变压力机的装模高度。球头式可调连杆加工简单、装配、调整、维修容易，结构紧凑，连杆系数小，滑块导轨所受侧压力及曲轴所受扭矩也较小。

球头式连杆：

图6.2球头式连杆

表6.1球头式连杆尺寸经验公式

符号

推荐尺寸 mm

mm 11 7 6 10

dB d0d3

(3.9?5.7)Pg(0.59?0.83)dB (0.83?1.0)d0

d2

(0.9?1.0)dB

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d4

H

(1.5?1.86)d0(1.5?2.3)d0

10 12

连杆用铸铁HT200制造，经正火，调节螺杆用45号钢调质处理，球头表面淬火，硬度HRC40—45，螺杆采用三角形普通螺纹。

2． 连杆的计算 连杆的计算简图如图6.3

图6.3连杆计算简图

连杆受到压应力及弯曲应力的联合作用。 危险截面A—A处的合成应力由下式计算：

?H??r??w???n?Pa 式中： ?r—危险截面压力 Pa ?r?Pg/FA

Pg—压力机公称压力 KN

F2A—危险截面A—A截面积 mm

?w—危险截面弯曲应力 Pa ?w?MA/WA W33A—危险截面的截面模数 m 对圆形截面W?0.1d MA—危险截面弯矩 NM

MA?uPg?rB?x?rA?rB?/l? u—摩擦系数，取u=0.05

–38–

6.4） 6.5）

（ （微型曲柄压力机设计

rA、rB—连杆大头及球头半径

x—危险截面至球头中心距离 l—连杆长度

对铸铁连杆验算截面B—B的应力 许用应力??H?由下表选取

表6.2许用应力??H?

名称 连杆 调节螺杆

材料 HT200-250 45调质

??H??105Pa

600—700 1800—2200

由于调节螺纹的抗弯强度均比挤压强度、剪切强度低。且连杆体的材质比螺杆差，所以只需验算连杆体螺纹的弯曲应力。

?w?1.5?d0?d1?SPg?Hd1h2???w?Pa （6.6）

式中：d0、d1—螺纹的外径、内径

S—螺距

H—螺纹连接的最小工作高度 h—螺纹牙根处高度。

对普通螺纹：h=S，对铸铁HT200—250螺纹??w???600?700??105Pa

（三） 滑块与导轨

1. 滑块与导轨的结构

滑块上部与连杆相连，下底面安装上冲模，内部装有装模高度调节装置，推料装置、超载保险装置及平衡保险装置等。是一个复杂的箱体结构，而滑块体外部设有导向面，直接影响滑块导向精度。

滑块导向长度与宽度之比L/B。可参考表6.3选用

表6.3滑块导向长度与宽度之比L/B

开式压力机类型 普通 加大行程

L/B

1.3-1.6 2.5-3.2

–39–

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双点 0.45-0.65

根据表6.3，普通型开式压力机，选择L/B=1.5 2．导轨的结构如图6.4：

图6.4导轨简图

上图中的导轨结构容易调整，精度保持性好，广泛应用于中、小规格的压力机。 由于开式压力机滑块底面尺寸较小，使用较大尺寸的上模板超出滑块底面尺寸。导轨材料为HT200。导轨面上镶有一层锡青铜，以减少磨损。滑块底面为紧固磨具，设有模柄孔及T型槽。模柄孔直径d及深度L按压力机公称力由下表6.4选取：

表6.4模柄孔直径d、深度L与压力机公称力关系

公称力（KN） 模柄孔直径d （mm） 模柄孔深度L （mm）

<400 40 75

630—1250 50 85

1600—2500 65 105

则： d=40mm , L=75mm

T形槽宽度A按压力机公称力由下表6.5选取：

表6.5T形槽宽度A与压力机公称力关系

公称力（KN） T形槽宽度A（mm）

<160 14

160—250

18

400—1250

22

1600—2500

28

>2500 36

由表6.5公称力<160KN则T形槽宽度A=14mm。

T形槽的分布如图6.5所示，间距按公称力及滑块底面尺寸选取为125mm。

–40–

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图6.5T形槽结构简图

–41–

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七、 离合器和制动器的选择

（一） 离合器的选择

在这里我选用的是双转键离合器其中结构如下剖面图所示：

图7.1离合器分离

–42–

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图7.2离合器剖面图

图7.3离合器接合

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其中图（a）为双转键离合器分离时的情况，图（b）为双转键离合器的剖面图，图（c）为双转键离合器接合时的情况。

转键离合器在接合时，转键承爱较大的冲击载荷，一般用40Cr,50Cr或碳素工具钢制造，热处理硬度为HRC50-55而两端30-40mm长度处回火至HRC30-35。挡块用40Cr钢制造，热处理硬度为HRC50-55。结合套用45号钢制造，热处理硬度为HRC40-45。内，外套用45号钢制造。

（二） 制动器的选择

此处我选用的是偏心带式制动器。 如下图所示为偏心带式制动器：

图7.4制动器

曲轴转动时，制动带不完全松开，靠偏心矩来实现周期性的制动，当曲轴旋转到上死点时，制动带绷得最紧，制动力矩最大。调节弹簧力可调整制动力矩的大小。这种制

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动器结构简单，但能量消耗大，磨擦材料摩损厉害。常与刚性离合器配用，用于小型压力机。

（三） 离合器和制动器工作过程

离合器接合前，电动机及飞轮处于旋转状态，飞轮以及固定在飞轮上的离合器主动件以角速度w旋转，而从动件处于静止状态，离合器的接合过程分为三个阶段，既空滑阶段、工作滑动阶段和离合器主动部分与从动部分，共同旋转升速至稳定转速阶段。

当摩擦力矩稍大于从动部分阻力矩时，从动部分开始运动，工作滑动阶段要开始，在此阶段，从动部件角速度逐渐增加，主动部分角速度仍继续下降，直到二者角速度相等，此时第三阶段要开始，主动与从动部分共同旋转，升速至稳定转速。

在空滑及工作滑动阶段，由于主动和从动部分速度不同，因此主、从动摩擦功全部变成热能，使摩擦件温度升高。

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