【文章內(nèi)容簡介】 取z=10修正有關參數(shù)由于實際摩擦環(huán)寬度變小，鑲塊數(shù)目選少，b,c的值改變較多，故需修正并重算q值。 又 要保證不變，則需b,c,q的乘積不變，即 式中為修正后的數(shù)值，所以 （3）確定摩擦副厚度尺寸 則 選 按工廠標準。（4）制動器彈簧設計① 每個彈簧最小工作載荷 設 ②最大工作載荷③彈簧壓縮量變化（5） 氣缸活塞面積計算選 （6）工作能力核算①磨損系數(shù)核算查表所以設計的該制動器合適。②摩擦元件使用壽命核算以每班實際工作7h，每天工作兩班計算，則壽命為：查表代入上式得按每年300工作日計算，大于6個月，故合格。第5章 能源系統(tǒng)的設計計算曲柄壓力機的負載屬于沖擊負載，即在一個工作周期內(nèi)在較短的時間內(nèi)承受負荷，而較長時間是空程運轉(zhuǎn)。如果按此短暫的工作時間來選擇電動機的功率，則電動機的功率將會很大。為了減小電動機的功率，在傳動系統(tǒng)中設置了飛輪，當滑塊不動時，電動機帶飛輪旋轉(zhuǎn)，使其儲備動能，在沖壓工件的瞬間時主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓后，負載減小，于是電動機帶動飛輪加速轉(zhuǎn)動，使其在沖壓下一個工件前恢復到原來的角速度。沖壓工件時所需的能量不是直接由電機供給，而主要由飛輪供給。所以電動機功率便可大大減小。飛輪起著儲存和釋放能量的作用。曲柄壓力機裝上飛輪后，電動機輸出功率或輸出扭矩是不可能不變的，因此，電動機的能量大小與飛輪的能量大小也不成線形的比例關系。當電動機的功率小到一定程度后，飛輪的能量就將急劇增加。 電動機功率的計算壓力機一工作周期所消耗的能量A為：式中——工件變形功；——拉伸墊工作功，即進行拉伸工藝時壓邊所需的功；——工作行程中由于曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的功；——工作行程中由于壓力機受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量；——壓力機空行程向下和空程向上時所消耗的能量；——單次行程時滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)所消耗的能量；——單次行程時離合器結合所消耗的能量。（1）工件變形功A1 （2）拉伸墊工作功A2由于該壓力機沒有拉伸墊，所以： （3）工作行程摩擦A3摩擦當量力臂： 取 (20) （4）彈性變形功A 4 (23)（5）滑塊空程功A5 查表6—4[1] 得 （6）飛輪空轉(zhuǎn)功A6 查表6—4[1] 得 查表5—6[1] 得 Cn= （7）離合器接合功A7（8）總功 解得 電動機平均功率： 電動機實際功率： 查表6—1[1] 得： 實際選用功率： 又因為，兩級或兩級以上的傳動系統(tǒng)采用同步轉(zhuǎn)速為1500或1000r/min的電動機，單級傳動系統(tǒng)一般采用1000r/min的電動機[1]。查機械設計手冊[5] ， 同步轉(zhuǎn)速為1500r/min，—6，滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min。 飛輪的確定（1）飛輪轉(zhuǎn)動慣量的計算沖壓工件時，主要靠飛輪釋放能量，忽略電動機在這時輸出的能量可得：式中：——工作行程時壓力機所消耗的能量——飛輪轉(zhuǎn)動慣量——沖壓工作開始前和結束后飛輪的角速度可寫成：式中：——飛輪平均角速度?！痪鶆蛳禂?shù)，數(shù)值越大，表示飛輪角速度的波動越大。從壓力機的工作特性及實驗曲線得知，在與之間，可以認為：——電動機額定功率——電動機軸至飛輪軸速比由于電動機到飛輪一般為三角皮帶傳動，皮帶傳動是有滑動，相當于加大了電動機的滑差率，故不均勻系數(shù)為：——電動機額定滑差率——在額定轉(zhuǎn)矩下皮帶滑動時當量滑差率——修正系數(shù)，與k有關——電動機實際選用功率與平均功率比值對于JA23100型壓力機，所需飛輪的轉(zhuǎn)動慣量： 查表得出：， ， ， 取則（2）飛輪尺寸的計算根據(jù)傳動功率，查《機械傳動設計手冊》，飛輪皮帶選Ｃ型號的普通Ｖ帶，查表得小帶輪直徑： 飛輪外徑： 飛輪材料選鑄鋼。上述所得的轉(zhuǎn)動慣量實際上不僅包括飛輪本身的轉(zhuǎn)動慣量還包括其他轉(zhuǎn)動零件的轉(zhuǎn)動慣量。飛輪轉(zhuǎn)動慣量由三部分組成，即輪緣、輪輻和輪轂。即其中輪緣部分是主要的，故在近似計算時只考慮輪緣部分的轉(zhuǎn)動慣量，即可以用代替。而所以 其中——金屬密度，鑄鋼 ——飛輪輪緣寬度故2. 帶輪的材料 常用的帶輪材料為HT150或HT200。轉(zhuǎn)速較高的可以采用鑄鋼或用鋼板沖壓后焊接而成。小功率時可用鑄鋁或塑料。該帶輪選用HT200V帶輪由輪緣，輪輻和輪轂組成。根據(jù)輪輻結構的不同，V帶輪可以分為實心式，腹板式，孔板式，和橢圓輪復式。V帶輪的結構形式與基準直徑有關。當帶輪基準直徑dd≦(d為安裝輪的軸的直徑，mm),可以采用實心式；當dd≦300mm時，可以采用腹板式；當dd≦300mm,同時D1d1≧100mm時，可以采用孔板式；當dd＞300mm時，可以采用輪輻式。V帶輪的輪槽與選用的V帶的型號相對應V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為使V帶的工作面與帶輪的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于40176。V帶安裝到輪槽中以后，一般不應超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。第6章 曲柄壓力機相關機構設計二級齒輪傳動中高速軸上的齒輪傳動計算（1）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 為了保證運動平穩(wěn)性，本次設計選擇斜齒傳動；曲柄壓力機屬于鍛壓設備，根據(jù)資料顯示選取精度等級為八級；由機械設計課本查得，小齒輪材料可選為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為：240HBS。（2）初選小齒輪齒數(shù)Z1 = 17,大齒輪Z2 = 43。（3）選取螺旋角β斜齒圓柱齒輪傳動的螺旋角β不宜選得過大，常在8 186?！?0176。之間選擇，初選β=14 。（4） 模數(shù)的計算式中： ——大齒輪所需傳遞的扭矩（）； ——齒寬系數(shù)，（為齒寬），對于兩級齒輪傳動， 可取1013； ——大齒輪齒數(shù)。代入數(shù)據(jù)得：由于 查表可得：代入上式可得：所以： 其中心距為：校核對于該齒輪，需核算其彎曲強度，其計算公式為：式中：——齒輪齒根處彎曲應力（）； ——小齒輪所受的扭矩（）； ——第一級齒輪的傳動比； ——彎曲應力設計； ——小齒輪齒數(shù)； ——齒輪壓力角； ——齒形系數(shù)，對于斜齒輪，擇選當量齒數(shù)來查，當量齒數(shù)為： ——螺旋角； ——齒輪模數(shù)，當為斜齒輪時，用法向模數(shù)； ——齒寬（）； ——載荷集中系數(shù)； ——動載系數(shù)； ——許用彎曲應力。有上述公式可得:彎曲應力系數(shù)： 當量齒數(shù)： 齒寬： 齒周速度： 由上述數(shù)據(jù)，查表可得：， ， 代入公式可求：查表可得：所以：，設計的該齒輪符合彎曲強度校核要求。對于該齒輪還應該核算齒面的接觸強度，其計算公式為：式中：——齒寬（）； ——兩齒輪間的中心距（）； ——接觸應力系數(shù)； ——齒輪形式系數(shù)，斜齒圓柱齒輪； ——計算接觸應力（）； ——許用接觸應力（）。計算接觸應力系數(shù)，其計算公式為：代入數(shù)據(jù)得：查表得：由此可求得計算接觸應力：查表可得：所以，設計的該齒輪符合接觸強度校核要求。由此可知，該齒輪符合強度要求。（1）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 為了保證運動平穩(wěn)性，本次設計選擇斜齒傳動；曲柄壓力機屬于鍛壓設備，根據(jù)資料顯示選取精度等級為八級；由機械設計課本查得，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為：240HB，小齒輪為齒輪軸，材料為45鋼（調(diào)制），硬度為：260HB（2）初選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)。（3）選取螺旋角β斜齒圓柱齒輪傳動的螺旋角β不宜選得過大，常在8 186?！?0176。之間選擇，初選β=14 。（5） 模數(shù)的計算由于 查表可得：代入上式可得：所以： 其中心距為：校核對于開始傳動的齒輪，一般核算其彎曲強度即可，其計算公式為：有公式可得:彎曲應力系數(shù)： 當量齒數(shù)： 齒寬： 由上述數(shù)據(jù)，查表可得：， ， 代入公式可求：查表可得：所以：，設計的該齒輪符合彎曲強度校核要求。對于該齒輪還應該核算齒面的接觸強度，其計算公式為：計算接觸應力系數(shù)，其計算公式為：代入數(shù)據(jù)得：查表得：由此可求得計算接觸應力：查表可得：所以，設計的該齒輪符合接觸強度校核要求。由此可知，該齒輪符合強度要求。 傳動軸的設計（1）高速軸的設計求出輸出軸上的功率帶入公式可得：可選?。?） 二級傳動軸的設計求出輸出軸上的功率可選取 連桿的設計 連桿的比較選取連桿是曲柄滑塊機構中的重要構件，將曲柄和滑塊連在一起，并通過其運動將曲柄旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為滑塊的往復直線運動，在這個過程中，連桿相對于曲柄轉(zhuǎn)動而相對滑塊擺動。球頭式連桿不是一個整體，而是由連桿體和調(diào)節(jié)螺桿組成。調(diào)節(jié)螺桿下部的球頭與滑塊連接，連桿上部的軸瓦與曲軸連接。在實際生產(chǎn)中，一臺壓力機適用于各種模具，為了適應不同閉合高度的模具，壓力機的裝木高度必須能夠調(diào)節(jié)。球頭式連桿通過調(diào)節(jié)螺桿調(diào)節(jié)。調(diào)整時，轉(zhuǎn)動調(diào)節(jié)螺桿（不論手動還是電動）就可將調(diào)節(jié)螺桿旋進或旋出連桿體，則連桿長度減小或增大，裝模高度隨之增大或減小。在沖壓過程中，裝模高度應該保持不變。否則，若裝模高度變大，可能造成工件報廢；若裝模高度變小，可能造成模具損壞或壓力機過載。為防止壓力機在沖壓過程中自行改變，在裝模高度調(diào)節(jié)機構中設置有鎖緊裝載。本設計的鎖緊裝置又鎖緊塊和鎖緊螺釘組成，兩個鎖緊塊內(nèi)分別開有正反扣螺紋，鎖緊螺釘也以相同的正反螺紋與之配合，為使螺紋副的受力狀況合理，螺紋一般為鋸齒形或T形螺紋。擰緊鎖緊螺釘，可使兩鎖緊塊壓緊調(diào)節(jié)螺釘，達到防松的目的。球頭式的連桿結構較緊湊，壓力機高度可以降低，但連桿的調(diào)節(jié)螺桿容易彎曲，且球頭加工困難。 連桿強度計算對以上各種連桿類型的比較，為實現(xiàn)連桿長度可調(diào)，現(xiàn)選擇球頭式連桿。調(diào)節(jié)螺桿材料為45鋼調(diào)質(zhì)，=1800 xPa。(1)根據(jù)檢驗公式計算有球面直徑：可取螺桿螺紋外徑：可取螺桿最小直徑：可取連桿直徑： 可取螺紋最小工作長度：可?。?）連桿強度校核連桿在工作載荷的作用下，有可能最小截面受壓縮破壞，螺紋牙的破壞等。因此設計時，應對這幾方面進行校核。1）調(diào)節(jié)螺桿最大壓縮應力校核上傳動壓力機在工作時連桿受壓力作用。由于調(diào)節(jié)螺桿截面較小，故一般校核調(diào)節(jié)螺桿的壓縮應力即可：=式中： ——連桿上的作用力； ——調(diào)節(jié)螺桿的最小截面積； ——許用壓縮應力。代入數(shù)據(jù)可得：== 1284 xPa≤1800 xPa故設計的該連桿滿足強度要求。（2）調(diào)節(jié)螺紋的強度校核調(diào)節(jié)螺紋一般采用特種止推螺紋或梯形螺紋。由于螺母（對球頭式的連桿，它就是連桿體）的材料一般比調(diào)節(jié)螺桿差，因此，檢驗螺母上的螺紋強度即可。螺紋的損壞有3種可能性，即牙齒根部的彎曲、剪切損壞和牙齒表面的擠壓損壞。只需校核彎曲強度即可。由于螺紋可以看成是作用在螺紋中勁處的懸臂梁，所以螺母的螺紋牙根處的