曲柄压力机的设计机械装备设计论文(编辑修改稿)

曲柄压力机的设计机械装备设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

HEHdt 21t1    ③ 确定传动尺寸 （ 1）计算载荷系数 smndv t /5 3 0 0 060 11   查表可得 1AK。 VK。 K。 K 载荷系数为   KKKKK vA （ 2） 修正 d1t 因 K 与 Kt差异 较大 ， 故 对 d1t进行修正，则 mmKKddtt2 6 0 0 6 0 0 3311  （ 3）确定模数 mmzdmn  取 mmmn 5 （ 4）计算传动尺寸 中心距为   mmmzza n 3 7 52 211  分度圆直径： mmmzd 10011  mmmzd 65022  mmdb 1001d  取 b2=100mm,b1=110mm ④ 齿根弯曲疲劳强度 FSFnF YYYdbmKT ][2 11    （ 1） K、 T mn和 d1同前 （ 2）齿宽 b=b2=100 （ 3）齿形系数 YF和应力修正系数 YS。 查表得 YF1=,YF2=。 YS1=,YS2= （ 4）查得重合度系数 Y （ 5）许用弯曲应力为 FNF SY 1lim][   查得 MPaF 2151lim  ， MPaF 1702lim  寿命系数 YN1=YN2=1，安全系数 SF=,故 M P aSY FNF 17 2][ 1lim11   M P aSY FNF 1 36][ 2lim22   111111 ][ FSFnF M P aYYYYdbm KT    411 2212 ][ FSF SFFF M P aYY YY   ⑤ 计算齿轮传动其他的几何尺寸 齿顶高 mmmhh naa 5*  齿根高 mmmchh naf )( **  全齿高 mmhhh faa  顶隙 mmmcc n *  齿顶圆直径为 mmhdd aa 110211  mmhdd aa 660222  齿根圆直径为 mmhdd ff  mmhdd ff 3 7222  齿轮设计各参数如下： 小齿轮 大齿轮 材料 45 钢（调质） 45 钢（正火） 齿数 20 130 模数 5 mm 5 mm 压力角 20176。 20176。 齿宽 110 mm 100 mm 分度圆直径 100 mm 650 mm 齿顶圆直径 110 mm 660 mm 齿根圆直径 mm mm 中心距 375 mm 传动 轴 确定轴的装配方案 传动轴上从左到右的装配顺序 应 为：飞轮、滑动轴承 锁紧挡圈 锁紧挡圈 滑动轴承 小齿轮。 轴的设计与计算 ① 初算轴的最小直径 （ 1） 从上述计算结果已知 P1=,转速 n1=,齿轮分度圆直径d1=，齿轮宽度 b1=104mm。 （ 2） 因为传递的功率不大且无其他特殊要求，所以高速轴选用 45钢（调质），硬度 217~255HBS。 （ 3）初步高速 轴的最小直径，取 120C mmnpCd 9 2 0 3311m in  考 虑 到 键 槽 的 影 响 ， 将 最 小 直 径 增 大 %5 ，所以)( in d mm，同时考虑到轴段 1 将与 V带轮的轮毂配合，为了满足轴承寿命的要求，初步设定轴最小的直径为 42mm。 ② 轴的结构设计 （ 1） 轴段 Ⅰ Ⅱ 的设计 初定 轴段 Ⅰ Ⅱ 的轴径 d1=55 mm。 带轮 轮毂宽度 （ ～ 2） d1=～110mm，结合带轮结构 L 带 =63mm～ 84mm，则 带轮的轮毂宽度为 L 带 =83mm，则轴段 ① 的长度应 略 小于轮毂的宽度， 取 L1=80mm。 （ 2） 轴段 Ⅱ Ⅲ 、 Ⅲ Ⅳ 、 Ⅴ Ⅵ 、 Ⅵ Ⅶ 的设计 因轴承 只 受径向力的作用，故选用 深沟球轴承。 根据轴的尺寸选定轴承 代号为 6213，其中 d=65 mm， D=120mm， B=23mm，由于装配的需要所以确定 轴 Ⅲ Ⅳ 与轴 Ⅴ Ⅵ 的长度 L3=L5=50mm，直径 d3=d5=65mm， 轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度 h，故取 h=4mm，故轴 Ⅱ Ⅲ 与轴 Ⅵ Ⅶ 的直径 d2=d6=57mm，长度 L2=L6=40mm。 （ 2） 轴段 Ⅳ Ⅴ 、 Ⅶ Ⅷ 的设计 初定 齿轮处的轴段的直径为 d7=55 mm，齿轮的左端用轴肩定位，齿轮宽度为 110mm，右端用轴端档圈定位，所以确定 轴 Ⅶ Ⅷ 的长度 L7=105mm。 初步确定传动轴的总长度为 1161mm，则可确定 轴 Ⅳ Ⅴ 的长度 L4=856mm，直径d4=75mm ③ 键的选择 飞 轮与轴间采用 A 型普通平键连接，查机械设计手册得键的型号为 16 50 GB/T 10961990；齿轮 与轴间采用 A型普通平键连接，查机械设计手册得键的型号为 16 90 GB/T 10961990。 传动轴各参数如下： 长度 L 直径 d 轴段 Ⅰ Ⅱ L1=80mm d1=55 mm 轴段 Ⅱ Ⅲ L2 =40mm d2= 57mm 轴段 Ⅲ Ⅳ L3= 50mm d3=65mm 轴段 Ⅳ Ⅴ L4=856mm d4=75mm 轴段 Ⅴ Ⅵ L5=50mm d5=65mm 轴段 Ⅵ Ⅶ L6=40mm d6=57mm 轴段 Ⅶ Ⅷ L7=105mm d7=55 mm 操纵 系统 在曲柄压力机的传动系统中，一般在飞轮传动的后面都设有离合器和制动器，用来控制滑块的运动和停止。 离合器和制动器一般是设在飞轮轴上或主轴上。 压力机开动后，电动机和起蓄能作用的飞轮是在一直不停地旋转着。 每当滑块需要运动时，则离合器接合，主动部分的飞轮通过离合器使从动部分零件（如传动轴、齿轮、曲轴和滑块等）得到运动并传递工作时所必要的扭矩；当滑块需要停止在所需的位置上（滑块行程的上死点或行程中的任意位置），则离合器脱开，主动部分的飞轮和从动部分零件即不发生联系，因而不能再传递运动和扭矩。 但是离合器脱开后，离合器部分从动部分以后的零件还储有一定的能量，会使曲轴继续旋转。 因此，制动器是用来在一个较短的时间内吸收从动部分零件的能量，以使滑块停止在所需要的 位置上。 所以，在压力机传动系统中的离合器和制动器是保证压力机正常工作的必要部件，而两者又必须是密切的配合和协调地工作；或当离合器接合前的瞬时，制动器应该松开，这个工作关系是由操纵系统来实现的。 一般压力机在不工作时，离合器总是处在脱开状态，而制动器则总是处在制动状态中。 由此可见，离合器和制动器部件是用于电动机和飞轮不停地转动情况下，使压力机的曲柄连杆机构开动或停止。 因此，对任何压力机而言，离合器和制动器不仅是极其重要而不可缺少的部件，而且还决定着压力机的操作规范。 由于工作上和使用上的要求，要求压力机有下列 操作规范：如单次行程、连续行程、自动连续行程和寸动行程。 离合器和制动器部件的设计必须尽量满足上述的操作规范，同时还应充分考虑以下的具体要求： 工作可靠性 在保证离合器各工作部分零件强度和持久性的前提下。 传递压力机曲轴所必要的最大扭矩。 操作安全性 为了确保操作者的安全，在手工送料时，不允许发生连冲现象，则离合器要能允许压力机有单次行程的可能。 其次，为了避免使操作者的双手伸入危险工作区城，必须相应采用开动连锁装置，如双手按钮激活多按钮的电气操作及安全联锁装置等。 使用方便性 为了安装和调整模具的方便，特别是较大的压力机应该就具有寸动行程的可能；对于某些工作，或者在自动送料时，则要求有连续的或自动连续的行程。 显然，离合器和制动器是在很大程度上决定着压力机的工作可靠性、操作安全性和使用方便性的重要部件。 离合器 在开式压力机上广泛采用的离合器有刚性离合器和圆盘摩擦离合器，其主要类型如下： 离合器 刚性离合器 嵌牙式 滑销式 转键式 回盘摩擦离合器 中盘式（嵌块式） 多盘式（圆盘式） 目前，常见的刚性离合器有嵌牙离合器、滑销离合器和转键离合器。 刚性离合器主要的优点是结构简单紧凑、制造维修方便。 但是由于受到爪齿、滑销和转键等连接件零 件强度的限制，因而能传递的扭矩不大；其次，在离合器轴转速处于较高的情况下，刚性离合器在接合时会产生很大的冲击，离合器的连接零件常常易于磨损或损坏；此外，刚性离合器只能允许滑块停止在上止点的位置，而不能进行寸动行程。 下面一一介绍： 刚性离合器授接合零件的型式不同，可分为转键式和滑销式。 滑销式离合器安全性较好，但由于技术原因目前压力机较少使用。 压力机常用转键式离合器，按转键的数目分为单键和双键两种。 接转键的形状又分为半圆形转键和矩形转键(又称为切向转键 )。 关键元件的配合工作关系是这样的：中套的内壁有四个缺月形槽，曲轴的外壁有两个丰月形的槽，内政 h 套的内壁各有两个缺月形槽，曲轴及中、内、外套的槽直径相同。 转键的中部为丰月形实体，两端为圆柱形轴颈，轴颈支承在由曲轴上的槽与内、外套的槽共同形成的圆形轴孔中。 转键中部的丰月形实体与曲轴的丰月形槽配合，并在操纵机构控制下可绕转键自身的轴线在曲轴槽内转动。 这样可能出现两种情况，。