j23—100机械压力机设计_说明书毕业设计(编辑修改稿)

j23—100机械压力机设计_说明书毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

21 第 3 章 曲柄压力机偏心轴机构设计 偏心机构的分类及特点 曲轴是曲柄压力机传递运动和动力的主要零件，它与滑块的行程和允许作用力有关，因此设计压力机时都从曲轴开始。 通用压力机的偏心机构有以下四种。 在曲柄压力机中，常见的曲轴有三种型式，即曲轴、曲拐轴和偏心轴。 曲轴为压力机的重要举例：，受力复杂，故制造条件要求较高，一般用 45 号钢锻制而成。 锻比一般取 2． 5— 3。 有些中大型压力机的曲轴则用合金钢锻制，如 40Cr、 37SiMn zMoV、 18C rMnN。 B，锻比需要大于 3。 对 于小型压力机的曲轴，国内有些制造厂用球墨铸铁 QT60— 2 铸造。 锻制的曲轴加工后应进行调质处理，有时还要在两端切割试件进行机械性能试验。 对于大型曲轴，有时在支承颈和曲柄颈中心处钻深孔，以 改善淬透性，提高机械性曲轴支承颈和曲柄颈 (或曲拐颈 )需加以精车或磨光。 为了延长曲轴寿命，在各轴颈特是圆角处，最好用滚子辗压强化。 这四种曲轴的特点分别是： （ 1）曲轴式 在支承颈与曲柄颈之间的曲柄臂，曲柄半径 R较大，适用于较大行程的压力机，按曲柄数目又可分为单曲柄和双曲柄，后者适用于工作台面较大的压力机，纯曲轴毛坯为锻件 ，机械加工比较困难。 （ 2） 偏心轴 曲轴颈粗而短，支承座间距小，结构紧凑，刚性好。 缺点是偏心直径大，摩擦耗损多，制造困难，适用于行程小的压力机。 （ 3） 曲拐轴 曲拐颈在轴的一端，行程悬臂，刚性较差。 随着曲柄半径的增加，轴颈 d02增加，摩擦耗损也增大，因此，曲柄半径 R不能取得太大。 但其结构简单，制造方便，若设偏心套行程可以调节，适用于开式单柱压力 机。 （ 4） 偏心齿轮 偏心齿轮安装在芯轴上并绕芯轴转动，通过偏心齿轮与芯轴的偏心距实现曲柄机构动作，应用于大中型压力机芯轴仅受弯矩，偏心齿轮受扭矩作用 ，负荷分配合理，加工制造业方便，偏心齿轮一般用铸造毛坯，芯轴加工容易。 机身结构比较简单。 但偏心部分直径较大工作时摩擦耗损增 22 加，若采用悬臂结构可以减少摩擦损失，但刚度下降，超载时比曲轴式容易发生卡死现象。 综上可选偏心轴。 偏心轴设计的经验尺寸 3— 1 曲拐轴 根据经验公式： 支撑颈直径： d02)(7 mmFg 小端支撑颈：0201 )~( dd  偏心颈直径： Ad （ ～ ） d02 gF为公称压力（ KN） 根据以上经验公式求得 mmP g  取整得：mmd 19002  0201 )~( d=() 190=99144mm 取整得：d 11001   ~ dA ）（（ ） 190= 23 取整得：mmdA 135 偏心轴材料选择 偏心轴材料采用优质炭素结构钢或合金结构钢，如 4 40Cr等，要求使用锻造毛坯，粗加工后调质处理，重要的曲轴和芯轴要在毛坯端部取式样做力学性能检测，表面粗糙度要求达到 Ra(— )微米，各圆角半径要严格保证圆样尺寸和表面质量，最后采用滚压强化表面以提高疲劳寿命。 根据资料选择得以下数据： 40 钢调质，硬度为 241～ 286HBS,抗拉强度为MPaB 685， 屈服强度 MPas 490，弯曲疲劳强度极限3351，剪切疲劳极 限为： MPa1851，许用弯曲应力为  701 。 拐轴行程调节装置 为了适应不同的冲压工艺要求，许多开式压力机行程的大小是可以调节的．如轴行程调节装置，如图 32所示，偏心套 1相对于轴 3的轴颈有一偏心距，而连杆套在偏心套上，因此，转动偏心套，即能调整行程的大小。 偏心套的端面开有沟槽，与调节套 2 端面的沟槽相互咬合。 当调节行程时，松开锁紧套 5，即可拉出法蓝 4及调 节套 2，使沟槽脱开，此时即可利用偏心套圆周上的扳手孔旋转调节套来调节转动偏心套至所需位置，然后按相反方向转动锁紧套，使调节套与偏心套的端面沟槽重新咬合。 24 32 25 第 4 章 离合器和制动器的设计计算 离合器的位置选择 采用摩擦离合器时，对于具有两级或两级以上的压力机，离合器可以置于转速较低的曲轴上，也可置于中间传动轴上。 当摩擦离合器安装在低速轴上时，加速压力机从动部分所需的功和离合器结合时所消耗的摩擦功都比 较小，因此能量消耗较小，离合器工作条件也好。 但是低速轴上的离合器需要传递较大的扭矩，因而结构尺寸较大；此外，从传动系统布置来看，闭式通用压力机的传动系统近年来多封闭在机身内，并用偏心齿轮，致使离合器不便安装在偏心齿轮轴上，通常置于转速较高的传动轴上。 行程次数较高的压力机离合器最好安装在曲轴上，因为这样可以利用大齿轮的飞轮作用，能量损失小，离合器工作条件也好。 行程次数较低的压力机，由于曲轴转速较低，最后一级大齿轮的飞轮作用已不明显。 为了缩小离合器尺寸，降低制造成本，且由于结构布置的要求，离合器多置于转速较 高的传动轴上，一般在飞轮轴上。 故本压力机离合器安装在飞轮上。 浮动镶块式离合器的特点 采用浮动嵌块式摩擦制动器和离合器。 制动器悬在支撑左端，离合器安装在两支撑中间。 摩擦离合器具有刚性离合器不具备的许多优点：离合器和制动器动作协调，能随时接合和或分离，容易实现寸动行 4— 1离合器结构图 程，便于调整模具和安装人身保护装 26 置；结合平稳，能在较高转速下工作；能传递较大扭矩。 浮动嵌块式摩擦离合器的主要部分包括大皮带轮、主要摩擦盘和环状活塞等。 从动部分为从动盘、从动轴及制动器的内 盘等。 连接零件是主动摩擦盘和从动盘上的浮动嵌块。 它的操作系统由气缸（在大皮带轮上）、环状活塞和压缩空气控制系统组成。 浮动嵌块的端面为长圆形，用石棉塑料制成，共有十块，在从动盘上沿圆周方向均匀分布，并且可在从动盘的长圆形孔中沿轴向滑动。 需要离合器接合时，操纵电磁空气分配阀，使压缩空气从左端经离合器的中间孔道和连接管，进入离合器的气缸，克服脱开弹簧的作用力，推动环形活塞向右移动，将浮动嵌块压紧在主动摩擦盘上，依靠它们之间的摩擦力所形成的摩擦力矩，由大皮带轮带动离合器轴旋转。 当需要离合器脱开时，操纵电磁空气分配阀 ，使离合器气缸排气，在脱开弹簧的作用下，环状活塞向右复位，于是活塞、浮动嵌块和主动摩擦盘松开，大皮带轮空转，同时在制动器的作用下，离合器轴停止运动。 离合器的设计 （ 1） 确定摩擦副平面尺寸 错误 !未找到引用源。 摩擦半径 3 qibc4 MgR   式中 gM—— 偏心齿轮上公称扭矩 —— 储备系数 i—— 离合器轴至曲轴速比 —— 传动效率 —— 摩擦系数 q—— 摩擦副上压强 b—— 摩擦环相对宽度 由之前公式可得 tg   27 查表可得：  Pa1010q 5  .c  942 代入公式得： 3 3 6    错误 !未找到引用源。 摩擦环宽度及嵌块排列方式 RBb   查表，选用长圆形嵌块，有关尺寸为 ： ， ， ， 2i  BlB 1  决定用单行排列，但实际的摩擦环宽度为 ： cm9lr2B 1 ， 错误 !未找到引用源。 嵌块数目 cBR2 i   Z 取 z=10 错误 !未找到引用源。 修正系数   28 zFc i    保证摩擦半径不变，即qcbbcq  55   （ 2） 确定摩擦副厚度尺寸 错误 !未找到引用源。 摩擦盘厚度  jzlRMh tp  式中   mNj  51030 代入上式得 ： 64p   错误 !未找到引用源。 摩擦材料厚度 . 6hh p  选 h=2cm，符合嵌块厚度的工厂标准。 （ 3） 确定气缸活塞面积及行程 传递扭矩所需压紧力为： 44i1   克服弹性力为： 312  总的压紧 力为： 29 43421  气缸活塞面积为： 25 4ll QKF   活塞行程取为 2~3mm。 （ 4） 工作能力核算 错 误 !未找到引用源。 摩擦系数核算 nnCFAK 2cwI21A . 8202ni2w   由于离合器转速较高，系数取 ， 20 ， 20c ， 3， 2i  取  所 以 min/ 23  cm 查表     KKcmJK  ,min/150 2 所以该浮动镶块式离合器合适。 错误 !未找到引用源。 摩擦元件使用寿命核算 以每班实际工作 7h，每天工作两班计算，则寿命为 30   21p0  ）（ 查表 mNcm   /105 8 dD 128   按每年 300 工作日计算，约为 年，大于 6 个月，故合格。 摩擦制动器设计计算 设计制动器的出发点是使制动力矩所作的功以吸收离合器脱开后从动系统的动能，即在规定的制动角下使滑块停止运动。 即cz EA zA—— 制动力矩所作的功 cE—— 从动系统的动能 从动轮的动能 ：221 wIE cc  制动 力 矩 所 做 的 功 为：zz Md 0 用最大的制动力矩表示为 ： 4 — 2制动器结构图 zzzz MKA 1 zK—— 制动器轴上最大制动力矩 31 zM—— 力矩增大系数 z—— 制动器轴上制动角 iwIKiwIK qczqcz  22M22z  q—— 芯轴上制动角。 制动器扭矩的计算 （ 1） 确定制动力矩 41205nq   ， 所以 z。 20 mkgII c   sniw  mNiwIKMqczz  322 2  （ 2）确定摩擦副的摩擦直径及平面尺寸 摩擦半径 3 4 qbcMR zu  选b， c， ， a1010 5 Pq  所以)( 83733 5 mR  根据相关标准选取 cmR 23 摩擦环宽度及镶块排列方式 32 RBb 则 )()( cmmRbB   查表 55，选用长圆形镶块有关尺寸为： 21 , cmFcmhcmlcmr i  则 1  lrBlB 决定用一行排列，但此时实际的摩擦环宽度变为cmB 1039。  镶块数目 39。  cmcmF cBzi 取 z=10 修正有关参数 由于实际摩擦环宽度变小，镶块数目选少， b,c 的值改变较多，故需修正 并重算 q 值。 39。 39。 RBb 39。 39。   BRzFc i 又 3 4 qbcMR z  要保证 R 不变，则需 b,c,q 的乘积不变，即 39。 39。 39。 qcbbcq 式中 39。 39。 39。 , qcb 为修正后的数值， 所以 5539。 39。 39。 39。 Pqcbbcqq。