任務(wù)要求一、設(shè)計(jì)要求設(shè)計(jì)一款小型壓力機(jī)，滿(mǎn)足給定的壓力、行程和工作頻率要求?？紤]壓力機(jī)的結(jié)構(gòu)合理性、穩(wěn)定性和操作便利性。二、給定參數(shù)壓力：66kN行程：188mm工作頻率：17次/分鐘

2曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的構(gòu)成及分析2.1曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)分析簡(jiǎn)圖如圖2-1所示。O點(diǎn)表示曲柄的旋轉(zhuǎn)中心，A表示連桿與曲柄的連接點(diǎn)，B點(diǎn)表示連桿與曲柄的連接點(diǎn)，OA表示曲柄半徑，AB表示連桿長(zhǎng)度。當(dāng)OA以角速度作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)，B點(diǎn)則以速度v做直線運(yùn)動(dòng)。圖2-1曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖滑塊位移滑塊位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系可表達(dá)如下：(2-1)而令則所以代入式（2-1）整理得(2-2)對(duì)于通用壓力機(jī),一般在0.1～0.2范圍內(nèi)，故（2-2）可進(jìn)行簡(jiǎn)化：故式（2-2）變?yōu)椋?-3）式中：S滑塊位移，從下死點(diǎn)算起，向上為止；曲柄轉(zhuǎn)角，從下死點(diǎn)算起，與曲柄轉(zhuǎn)角方向相反為正；R曲柄半徑；連桿系數(shù)。由圖2-2并利用余弦定理：(2-4)令則式可寫(xiě)成（2-5）查曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì)表5-5得鐓鍛類(lèi)壓力機(jī)K值，再K=0.15-0.3,選K=0.15取，又因?yàn)?，取。圖2-2結(jié)點(diǎn)正置的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)關(guān)系圖滑塊速度現(xiàn)有國(guó)有通用壓力機(jī)的滑塊最大速度為130～435mm/s.而所以（2-6）式中：滑塊速度，方向向下為正；曲柄角速度：曲柄轉(zhuǎn)速，即滑塊的行程速度?；瑝K加速度（2-7）式中：-滑塊加速度，方向向下為正。查曲柄壓力機(jī)表10—2哈森克萊弗VEH式壓力機(jī)的滑塊行程S=500mm,連桿長(zhǎng)度L=1666mm,曲柄轉(zhuǎn)速n=70r/min,則滑塊速度以及加速度如下：（2-8）表2-1滑塊的速度加速度計(jì)算結(jié)果s（mm）05.95423.2950.4685.25124.8094.76181.1252.0302.2328.6-766.6-732.9-636.1-488.3-307.3-113.0166.2206.3242.7273.2296.1310.2315330.8309.5269.9215.1149.276.290-75.97244.5383.3488.3560.1601.3614.62.2曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的受力分析2.2.1連桿及導(dǎo)軌受力圖2-3結(jié)點(diǎn)正置的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)受力簡(jiǎn)圖考慮B點(diǎn)力的平衡原理得：（2-9）由前推知，，壓力機(jī)，遠(yuǎn)小于0.3，遠(yuǎn)小于。因此可認(rèn)為故上二式可寫(xiě)成其中：2.2.2曲柄所受扭矩1.理想扭矩a)b)c)圖2-7曲柄所受扭矩圖是連桿給與曲軸的力。在作用下，曲軸所受理想力矩為（2-10）式中R曲柄半徑當(dāng)曲柄轉(zhuǎn)角等于公稱(chēng)壓力角即時(shí)，曲柄上受的理想力矩為理想公稱(chēng)扭矩。壓力機(jī)P=16000KN,R=250mm,,當(dāng)時(shí)上述計(jì)算是在理想狀態(tài)下的情況，但實(shí)際上壓力機(jī)是有摩擦的，在轉(zhuǎn)動(dòng)的零件由于摩擦所增加的摩擦扭矩不可忽略。2．摩擦扭矩作用力圖如圖2-8圖2-8軸頸和軸承的摩擦作用圖在曲柄滑塊機(jī)構(gòu)中摩擦主要發(fā)生在四處：3.滑塊導(dǎo)軌面的摩擦摩擦力的大小為：式中————摩擦力u摩擦系數(shù)Q導(dǎo)軌給滑塊的壓力摩擦力的方向與滑塊的運(yùn)動(dòng)方向相反，形成對(duì)滑塊運(yùn)動(dòng)的阻力。該阻力經(jīng)連桿作用在曲柄上，增加了曲軸傳遞的扭矩。5.連桿支撐徑和軸承之間的摩擦連桿旋轉(zhuǎn)時(shí)，軸承對(duì)軸頸的摩擦阻力分布在軸頸工作面上，如圖，這些摩擦力對(duì)軸頸中心形成與軸頸旋轉(zhuǎn)方向相反的阻力矩，分別為：（2-11）兩個(gè)支撐的總力矩為（2-12）由于小齒輪的作用力小的多，故認(rèn)為二支撐座反力的和為故總阻力矩變?yōu)椋?-13）曲柄徑上的偏心和連桿大端軸承支撐之間的摩擦形成阻力矩。連桿銷(xiāo)與連桿小端之間的摩擦。形成阻力矩。上述三個(gè)阻力矩和都會(huì)是曲軸增加所需傳遞扭矩。根據(jù)功率平衡原理，曲軸所增加的傳遞扭矩在單位時(shí)間內(nèi)所做的功，即功率等于克服各處摩擦所消耗功率的，即滑塊移動(dòng)速度曲柄轉(zhuǎn)動(dòng)角速度連桿擺動(dòng)角速度總摩擦扭矩為：上式中是隨的變化而變化的，但變化不大，認(rèn)為是常數(shù)，取，因此摩擦扭矩為在壓力機(jī)，.4,,,對(duì)于閉式壓力機(jī)，取當(dāng)時(shí)，曲軸的公稱(chēng)扭矩為

3.傳動(dòng)系統(tǒng)的布置及設(shè)計(jì)由于滑塊行程次數(shù)為60次/分鐘，所以壓力機(jī)采用二級(jí)傳動(dòng)，單邊驅(qū)動(dòng)，主軸的安放垂直于壓力機(jī)正面，所有傳動(dòng)齒輪都置于機(jī)身內(nèi)部，離合器制動(dòng)器置于飛輪上，這樣整個(gè)壓力機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊、維修方便、性能良好、外型美觀。3.1傳動(dòng)系統(tǒng)的布置方式傳動(dòng)系統(tǒng)現(xiàn)有的壓力機(jī)采用上傳動(dòng)的較多，下傳動(dòng)較少。采用上傳動(dòng)的壓力機(jī)重量較輕、成本較低、安裝維修方便、地基較為簡(jiǎn)單。采用下傳動(dòng)的壓力機(jī)平面尺寸較大，而且高度和上傳動(dòng)差不多，壓力機(jī)總重量比上傳動(dòng)大10～20％，傳動(dòng)系統(tǒng)置于地坑之中，不便于維修，且地坑深、基礎(chǔ)龐大，造價(jià)較高。通常在舊車(chē)間內(nèi)添置大型壓力機(jī)時(shí)，由于車(chē)間高度受限制，采用下傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)才比較明顯。故本機(jī)采用上傳動(dòng)。主軸平行于壓力機(jī)正面的壓力機(jī)，曲軸和傳動(dòng)軸較長(zhǎng)，受力點(diǎn)與支撐的距離比較大，受力條件比較惡劣，承受剛度小，壓力機(jī)平面尺寸較大，外觀不夠美觀，故本機(jī)采用垂直與壓力機(jī)正面的形式。齒輪可以放在機(jī)身之外，也可以放在機(jī)身之內(nèi)。前一種齒輪工作條件較差，機(jī)器外觀不美，但安裝維修方便，后一種齒輪的工作條件較好，機(jī)器外觀美觀，還可以將齒輪置于油池中，這樣大大降低了齒輪的傳動(dòng)噪音。所以本機(jī)所有的齒輪都置于壓力機(jī)身內(nèi)部。由于設(shè)雙邊出傳動(dòng)加工裝配比較困難，所以將齒輪設(shè)計(jì)為單邊傳動(dòng)。3.2傳動(dòng)級(jí)數(shù)和各級(jí)數(shù)比分配傳動(dòng)傳動(dòng)級(jí)數(shù)與電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和滑塊每分鐘的行程次數(shù)有關(guān)，行程次數(shù)較低，總速度大，傳動(dòng)級(jí)數(shù)就應(yīng)該多，否則每級(jí)的速度比過(guò)大，結(jié)構(gòu)不緊湊，壓力機(jī)的行程次數(shù)為60次/分鐘，在50～120次/分鐘之間，所以采用二級(jí)傳動(dòng)。采用低速電動(dòng)機(jī)可以減少總速比和傳動(dòng)級(jí)數(shù)，雖然這類(lèi)電動(dòng)機(jī)的外形尺寸較大，成本較高，但還是采用二級(jí)傳動(dòng)和同步轉(zhuǎn)速為1500的電動(dòng)機(jī)比較合適。通常三角皮帶輪的速比不超過(guò)6，齒輪傳動(dòng)不超過(guò)10，考慮到飛輪要有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)速，不值得緊湊，美觀和長(zhǎng)寬高比例恰當(dāng)，大皮帶輪的速比，齒輪傳動(dòng)的速比定位.壓力機(jī)飛輪速度取300-500r/min左右。因?yàn)檗D(zhuǎn)速太低，會(huì)使飛輪作用大大降低：轉(zhuǎn)太高，會(huì)使飛輪軸的離合器發(fā)熱嚴(yán)重，造成離合器和軸承的損壞。3.3離合器和制動(dòng)器安裝位置的確定采用摩擦離合器時(shí)，對(duì)于具有兩級(jí)或者兩級(jí)以上的壓力機(jī)，離合器可以置于轉(zhuǎn)速較低的曲軸上，也可置于中間傳動(dòng)軸上。當(dāng)摩擦離合器安裝在低速離合器上時(shí)，加速壓力機(jī)從動(dòng)部分所需的功和離合器結(jié)合時(shí)所消耗的摩擦力所做的功都比較小，因此能量消耗小，離合器工作條件也好。但低速軸上的離合器需要傳遞較大的扭矩，因而結(jié)構(gòu)尺寸較大；此外從傳動(dòng)系統(tǒng)的布置上看，閉式壓機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)今年來(lái)多封閉在機(jī)身內(nèi)，并用偏心齒輪，致使離合器比便于安裝在偏心齒輪軸上，通常置于較低的曲軸上。行程次數(shù)較高的壓力機(jī)離合器最好安裝在曲軸上，這樣可以利用大齒輪的飛輪作用，能量損失小，離合器的工作條件也好。行程次數(shù)較低的壓力機(jī)，由于曲軸轉(zhuǎn)速較低，最后一級(jí)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(jié)構(gòu)布局的要求，離合器多置于轉(zhuǎn)速較高的傳動(dòng)軸上，一般在飛輪軸上，故本壓力機(jī)的離合器安裝在曲軸上。如圖3-1為壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖圖3-1壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖

4.工作裝置的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1.1曲軸的設(shè)計(jì)計(jì)算因?yàn)橐O(shè)計(jì)的是壓力機(jī)設(shè)備，在選材時(shí)應(yīng)該選擇37SIMNV調(diào)質(zhì)鋼。在設(shè)計(jì)曲軸時(shí)，選擇的經(jīng)驗(yàn)公式?jīng)Q定著曲軸的有關(guān)尺寸，然后根據(jù)理論公式進(jìn)行精確的核驗(yàn)。表4-1曲軸有關(guān)的尺寸經(jīng)驗(yàn)公式曲軸尺寸名稱(chēng)代號(hào)適用范圍經(jīng)驗(yàn)數(shù)值統(tǒng)計(jì)值推薦值支撐徑直徑6300～25000牛支撐徑長(zhǎng)度曲柄徑直徑曲柄徑長(zhǎng)度單支撐連桿采用雙支撐連桿雙支撐連桿圓角半徑4.1.2曲軸強(qiáng)度計(jì)算載荷分布的兩個(gè)集中力作用在距離曲柄2r處。兩支撐也是支在距離曲柄壁2r處。這種計(jì)算簡(jiǎn)圖屬于純彎梁的性質(zhì)，這種性質(zhì)與實(shí)測(cè)結(jié)果接近，見(jiàn)圖4-1，曲柄頸上的五個(gè)測(cè)試點(diǎn)，其應(yīng)力基本相等。圖4-1曲軸計(jì)算簡(jiǎn)圖由于4-3對(duì)載荷也做了一些簡(jiǎn)化。1）齒輪對(duì)曲軸的作用力近似看成等于公稱(chēng)壓力Pg，并分別以1/2Pg作用于連桿軸瓦兩側(cè)，危險(xiǎn)截面C-C的彎矩為：（4-1）C-C截面的最大應(yīng)力（4-2）式中：Pg-表示公稱(chēng)壓力La-曲柄頸長(zhǎng)度dA-曲柄頸直徑r-圓角半徑W-彎曲截面系數(shù)在曲柄頸上，除受彎矩作用外，尚受到扭矩作用，應(yīng)按彎扭聯(lián)合作用計(jì)算。這時(shí)c-c截面的最大有應(yīng)力為：（4-3）式中:R-曲柄半徑-連桿系數(shù)A-曲柄轉(zhuǎn)角以上是計(jì)算危險(xiǎn)截面C-C的計(jì)算公式，曲軸除了在曲柄的C-C截面上有可能破壞以外，支撐頸B-B截面也有可能破壞，故尚未核算截面強(qiáng)度。在B-B截面扭矩為（4-4）查課程設(shè)計(jì)書(shū)附錄2-1，，取,最大剪應(yīng)力為（4-5）式中：Pg公稱(chēng)壓力支撐頸直徑當(dāng)量力臂扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)設(shè)計(jì)時(shí)，需使計(jì)算的彎曲應(yīng)力和剪應(yīng)力等于小于許用應(yīng)力[]和[]即(4-6)式中：[]、[]許用彎曲應(yīng)力和許用剪切應(yīng)力屈服強(qiáng)度極限u安全系數(shù)，取2.5～3.5，剛度要求高的取上極限3.5表4-2安全系數(shù)714.3[]2500[]1700許用應(yīng)力剪應(yīng)力：(4-7)所以，強(qiáng)度安全3.計(jì)算及繪制許用載荷圖使用壓力機(jī)時(shí)，往往需要知道滑塊的許用負(fù)載曲線，即在不同曲柄轉(zhuǎn)角下滑塊所能承受的載荷，為此，在（4-5）、（4-6）中令、、和，并進(jìn)行變換，即得：(4-8)式中：滑塊的許用負(fù)載[][]許用彎曲應(yīng)力和剪切應(yīng)力11530456039108172225264303433743894131.25x10^33.4x10^35.5x10^37,15x10^38.37x10^3表4-3負(fù)荷當(dāng)從變化時(shí)，可畫(huà)出如圖4-3的許用負(fù)荷曲線圖4-2滑塊許用載荷曲線此壓力機(jī)為大中型壓力機(jī)，常把公稱(chēng)壓力角ag=2轉(zhuǎn)換成公承壓力行程Sg.即公稱(chēng)壓力行程Sg作為標(biāo)準(zhǔn)、閉式壓力機(jī)S=13mm3)核驗(yàn)軸頸尺寸（4-9）初步選取曲軸材料為37SIMNMOV調(diào)制鋼，故(4-10)故重新選取由式（4-7）由式(4-11)由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)或者參數(shù)同類(lèi)型壓力機(jī)，初步選取（即連桿長(zhǎng)度），設(shè)。又根據(jù)預(yù)選及計(jì)算數(shù)值得：，又查表2-2，當(dāng)時(shí)，(4-12)圖4-3曲軸確定尺寸圖4.2連桿的設(shè)計(jì)計(jì)算4.2.1連桿的主要尺寸選擇雙點(diǎn)傳力式柱銷(xiāo)式連桿(1)壓力機(jī)工作時(shí)連桿所受的作用力及力矩1.連桿力的計(jì)算。壓力機(jī)的公稱(chēng)壓力很小，一般為2-5，故當(dāng)壓力機(jī)工作時(shí)，連桿軸線是幾乎與工作臺(tái)垂直的。計(jì)算時(shí)可認(rèn)為連桿工作時(shí)的偏角連桿工作時(shí)，由于連桿上下支撐處又摩擦力矩，連桿力的方向并不與連桿軸線重合，而是與上下支撐頸的摩擦圓相切，如圖4-5所示。如果連桿工作時(shí)是繞下支撐B順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，那么B點(diǎn)的摩擦力矩必然是逆時(shí)針的，阻礙著連桿上下轉(zhuǎn)動(dòng)。連桿受的是壓力，故支撐B的支撐力必然且與摩擦圓左方。a)連桿受力簡(jiǎn)圖b)連桿彎矩簡(jiǎn)圖圖4-4連桿的受力簡(jiǎn)圖因此，當(dāng)壓力機(jī)以公稱(chēng)壓力Pg工作時(shí)，連桿力的垂直分析必然和壓力機(jī)的公稱(chēng)壓力相等，故連桿力為(4-13)式中r連桿力與連桿軸線夾角摩擦系數(shù)l連桿長(zhǎng)度相應(yīng)為連桿上下支撐半徑連桿的垂直分力（4-14）連桿的水平分力（4-15）2.連桿所受彎矩由于連桿力與連桿曲軸線偏斜一角，故使連桿在XOY平面上海有一定的彎矩。彎矩在連桿全長(zhǎng)上是變化的，在距離連桿小頭X處的彎矩為(4-16)式中：摩擦角，最后，可寫(xiě)成(4-17)3.連桿所受的附加彎矩當(dāng)壓力機(jī)承受左右方向的偏載時(shí)，由于導(dǎo)軌存在間隙，滑塊會(huì)繞Y軸偏轉(zhuǎn)一個(gè)角度，因而會(huì)使連桿產(chǎn)生一附加彎矩見(jiàn)圖4-6，a)工作簡(jiǎn)圖b)許用簡(jiǎn)圖c)彎矩圖圖4-5連桿在壓力機(jī)受偏載時(shí)受力簡(jiǎn)圖a)b)圖4-6連桿附加彎矩計(jì)算簡(jiǎn)圖在圖4-6中，由于力矩的作用，連桿在A點(diǎn)及B點(diǎn)產(chǎn)生了轉(zhuǎn)角及。