j31-250型曲柄壓力機設計說明書畢業論文(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 方便、地基較為簡單。采用下傳動的壓力機平面尺寸較大，而高度和上傳動差不多，壓力機總重量比上傳動大 10~20%，傳動系統置于地坑之中，不便于維修，且地坑深、基礎龐大，造價較高。通常在舊車間內添置大型壓力機時，由于車間高度受到限制，采用下傳動的優點才比較明顯。故本機采用上傳動。 主軸平行于壓力機正面的壓力機，曲軸和傳動軸較長，受力點與支撐軸承的距離比較大，受力條件比較惡劣，承受剛度小。壓力機平面尺寸較大，外形不夠美觀，故本機采用垂直于壓力機正面安放的形式。 齒輪可以放在機身之外，也可以放在機身之內。前一種形式的齒輪工作條件差，機器外形不美觀，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噪音。所以本機的所有齒輪都置于壓力機機身的內部。 由于雙邊傳動加工裝配比較困難，所以將齒輪傳動設計為單邊傳動。 傳動級數和各級數比分配 壓力機的傳動級數與電動機的轉速和滑塊每分鐘的行程次數有關。行程次數低，總速比大，傳動級數就應該多，否則每級的速比過大，結構不緊湊。J31250 型壓力機的行程次數為 20 次/min，在 16~28 次/min 之間，所以采用三級傳動。采用低速電動機可以減少總速比和傳動級數，但這類電動機的外形尺寸較大，成本較高，因此采用三級傳動系統和同步轉速為 1500r/min 的電動機。 通常三角皮帶輪的速比不超過 6~8，齒輪傳動不超過 7~9，考慮到飛輪要有適當的轉速，不值的緊湊，美觀和長、寬、高尺寸比例恰當，大皮帶輪的速比定為 ，齒輪傳動的速比定為 和 。壓力機飛輪速度取 300~400r/min 左右。因為轉速太低，會使飛輪作用大大降低；轉速太高，會使飛輪軸上的離合器發熱嚴重，造成離合器和軸承的損壞。 離合器和制動器安裝位置的確定 采用摩擦離合器時，對于具有兩級或兩級以上的壓力機，離合器可以置于轉速較低的曲軸上，也可置于中間傳動軸上。當摩擦離合器安裝在低速軸上時，加速壓力機從動部分所需的功和離合器結合時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，因而結構尺寸較大；此外，從傳動系統布置來看，閉式通用壓力機的傳動系統近年來多封閉在機身內，并用偏心齒輪，致使離合器不便安裝在偏心齒輪軸上，通常置于轉速較高的傳動軸上。 行程次數較高的壓力機離合器最好安裝在曲軸上，因為這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。行程次數較低的壓力機，由于曲軸轉速較低，最后一級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，且由于結構布置的要求，離合器多置于轉速較高的傳動軸上，一般在飛輪軸上。故本壓力機離合器安裝在飛輪上。圖 壓力機傳動系統圖第 4 章 設計計算 工作機構的設計計算——曲柄滑塊機構的設計計算 J31250 型壓力機的曲柄滑塊機構主要有偏心齒輪、芯軸、連桿和滑塊組成。偏心齒輪的偏心徑相對于芯軸有一偏心距，相當于曲柄半徑。芯軸兩端緊固在機身上。偏心徑在芯軸上旋轉，并通過連桿使滑塊上下運動。 芯軸設計計算 壓力機多采用整體芯軸的形式，其優點是芯軸是一個整體，剛度較好，且結構簡單，缺點是偏心部分和連桿大端的結構尺寸較大，故曲柄滑塊中的摩擦扭矩較大。 芯軸采用 45Cr，需經調制處理，與偏心齒輪軸瓦配合的部分需經磨削加工。 根據經驗公式[3]，芯軸直徑： ????mPd 251~~~43300 ??? 取 m2 芯軸只承受彎矩，而扭矩由偏心齒輪來承受。 圖 芯軸強度計算簡圖 圖 為芯軸強度計算簡圖。偏心齒輪受到連桿的作用力 以后，分別以 及0P1P兩個集中力作用在芯軸上。由于芯軸在機身上的配合較長較緊，故可認為兩端插入2P受集中載荷 、 作用的梁。也可視為兩端為簡支及外加反力偶 、 的簡支梁。12P AmB 由變形協調條件可知，兩端轉角為零，可寫出以下方程： （41）???????????? ???? 06636 222212EJllPEJllmEJ llBA 連立解方程： （42）????2112lllPB? （43）2212lllmA?? （44）????ABmlllPlM22122 ???? （45）llll 11211 式中： ??21301lP?? 02 1Al2l? ， ——芯軸軸瓦長度1l J31250 型曲柄壓力機偏心齒輪結構如圖 ，計算芯軸應力 （46）????2112llPlmB???? ml0,63 lA14028211 ? ????NmNlP 3321301 1052665?????? 33302 1974020 圖 J31250 型曲柄壓力機偏心齒輪結構簡圖代入數字，得 mNB???5102. Mmax PamNdM53530max . ??????材料為 45Cr 鋼， ， ，故安全。????~????? 連桿及裝模高度調節裝置 壓力機的裝模高度可以調節，以適應不同高度的模具。J31250 型壓力機使用調節連桿的長度來調節裝模高度，采用球頭式連桿機動調節。連桿是由連桿體、調節螺桿組成。調節螺桿的轉動是靠拔塊完成的，螺桿球頭的側面有兩個銷子，拔塊上的兩個叉口叉在銷子上，拔塊旋轉，螺桿即旋轉。拔塊是由蝸輪蝸桿由調節電動機驅動，開動電動機即可調節裝模高度。 球頭式連桿結構緊湊，壓力機高度可以降低，但連桿中的調節螺桿容易彎曲，球頭加工難度大，需用專門設備。裝模高度調節裝置中滑塊調整時運動速度在 20~95mm/min 范圍變動，一般40~60mm/min 較好。 圖 J31250 壓力機連桿 連桿常用鑄鋼 ZG35 和鑄鐵 HT200 制造。球頭式連桿中的調節螺桿常用 45 鋼鍛造，調制處理，球頭表面淬火，硬度 HRC42。圖 球頭式連桿的連連桿尺寸連桿主要尺寸： ????~ ~~.1? ??取 ????ddB .. ?取 16? m6.~.14.~.~ ??取 md50????dB ??取 2 md .91~.12.~.~ ??取 m?螺紋最小工作高度： ????dH368~24013.~~510??取 ?連桿長度： mL1520強度校核：調節螺桿的強度： PadPFy 52320min0 ?????——連桿上作用力0P——調節螺桿的最小截面積minF——許用壓縮應力??y?Pa5108?? 故安全y?調節螺紋的強度：????PammNhHdsP523201 1067064.... ?????????——螺距s——螺紋的外徑0d——螺紋的內徑1——螺紋的最小工作高度Hh——螺紋牙根處的高度??Pa5107???稍大于 ，可以使用。 調節電動機容量選擇 在裝模高度調節機構中，電動機容量按照帶動滑塊的重量所做的功來考慮，即 （47）????gmN21??——滑塊部件重量1——模具重量2g——重力加速度——滑塊調整速度?——調節機構中傳動的總效率? （48）54321?——滑塊與導軌摩擦的效率——調節螺桿的傳動效率，與螺桿形狀及螺桿的螺紋升角 有關2 ?——蝸輪與套筒的摩擦效率3?——蝸輪傳動效率4——齒輪與皮帶的傳動效率5 對于 J31250 型壓力機 ，? smm/??? ???????omsddas ????????? 查表Y 系列三項異步電動機技術數據（《機械設計課程設計》 ） ，為使總傳動比較小，傳動裝置結構緊湊，故選 Y132S8 型電機，額定功率為 ，同步轉速為750r/min，滿載轉速為 710r/min。查表得電動機中心高 H=132mm，外伸軸段。mED803??NT?????md 38~~.~?查表選 HL3 聯軸器 32 82GB501485。? 滑塊與導軌 滑塊是一個箱形結構，上端與連桿連接，下部安裝在模具的上端，沿機身軌道上下運動。為了保證滑塊底面和工作臺上平面的平行度，保證滑塊運動方向與工作臺的垂直度，滑塊的導向面與地平面垂直。導軌和滑塊的導向面應保持一定的間隙，而且能進行調整。 閉式單點壓力機滑塊的高度與寬度的比值約為 ~。本壓力機滑塊高度 h 和寬度 b 分別取 h=1225mm，b=950mm ， 符合。. ???bh是鑄鐵 HT200 和稀土球鐵，導軌面的材料是鑄鐵 HT200。對于單點壓力機，滑塊單純受壓縮，故不進行強度計算。 蝸輪蝸桿的設計計算 比較同類型的壓力機，取 J31250 型壓力機渦輪蝸桿的傳動比 i=85，蝸桿模數m=5，蝸桿的直徑系數 q=12。 取蝸桿頭數 ，渦輪齒數1?z 85112??iz 齒形角 02?蝸桿分度圓柱導程角 3839。4251arctnrt01??qz? 蝸桿分度圓直徑 md6521? 蝸輪分度圓直徑 z482 中心矩 ???蝸桿各部分尺寸： 齒頂高 mha51?? 齒根高 ????cf ??? 齒高 fa611? 齒頂圓直徑 mhda7051? 齒根圓直徑 ff 486201 ??? 蝸桿軸向齒距 mPx .? 蝸桿導程 pzT7151? 蝸桿齒寬 ????mb . ???????蝸輪各部分尺寸： 齒頂高 mxha122 ?? 齒根高 ????cf ????? 齒高 fa6522? 分度圓直徑 mzd48? 齒頂圓直徑 mhaa 352212 ?? 齒根圓直徑 ff 165?? 蝸桿旋轉部分長度 ???? ???蝸輪輪緣寬度 ?? 傳動系統的設計計算 低速級齒輪的設計 低速級齒輪由小齒輪和偏心齒輪組成，由經驗類比，其傳動比為 ，理想公稱扭矩為 。mNMt ???51048.閉式傳動，懸臂布置，如圖 所示。圖 齒輪示意圖材料選擇 小齒輪材料選用 40Cr 鋼，調制處理，齒面硬度 241~286HBS。大齒輪材料選用 40鋼，調制處理，齒面硬度 217~286HBS。計算應力循環次數 N ??81 ????hjLn 782 查表得 ， ，取 ， ，.min??LVR 按齒面硬度 280HBS 和 250HBS，查圖[1]516（b）得 21lim/730NH??22li/690H?由式[1]529 計算許用接觸應力 ?? 21min1l1 / ???? 22in2l2 /6...?按齒面接觸強度確定中心距小齒輪轉矩 1T mNi ???? 初取 ，取 ，查表知 ，減速傳動，1?ZKt ?2/?。.5iu ??H計算中心距 a ???????????????????????? 取中心距 a=940mm。估算模數 ，取標準模數 m=18mm。??~.~7.?齒數 ，取 ； ????uaz 61?z ，取 。 92齒輪分度圓直徑 mzd81?zd493182?齒輪齒頂圓直徑 mhaa 324121 ????ha 708672 ?????齒輪基圓直徑 db ??db ?圓周速度smnv /???? 查表，選齒輪精度為 8 級。驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅動，載荷平穩，查表[1]53，取 ?AK 按 8 級精度和 ，取smvz /279680/?? 015.?v 齒寬 mab376940.???? 按 ，低速級軸的剛度較大，取128/376/1d 13.??K 由表知 .?K 計算載荷系數 .?????KvA計算端面重合度 ?? 齒頂壓力角011 . ??abd? ????? ?. ?? ???????zz 故可用。 ????Z計算齒面接觸應力 ??22 721/??? ???????? 故安全。校核齒根彎曲疲勞強度 按 ， 查圖 [1]514 得 ， ， ，16?z932 ?? ??? 查圖[1]514 得 ，2lim/NF??22lim/0NF?? ， ， ，計算許用彎曲應力 ?? 21min1l1 / ?????22in2l2 /..6TF計算齒根彎曲應力 ??212 71 /??? ?????故安全。 ??221212 /????? 故安全。齒