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J31-315曲柄壓力機設計
The design of J31-315 Crank Press
ABSTRACT
47
摘要
壓力機是工業(yè)上一種用來鍛壓的設備，采用鍛壓工藝生產工件具有效率高、質量好、重量輕、成本低的特點。因此，必須大力發(fā)展曲柄壓力機，以滿足我國現代化建設的需要。
J31-315是一種單點、閉式的曲柄壓力機。它是利用電動機帶動皮帶輪轉動，經兩級齒輪減速后，再通過曲柄滑塊機構把旋轉運動轉化為滑塊的上下運動，從而對工件進行鍛造加工。在設計中，通過設計方案的對比，傳動系統(tǒng)采用三級傳動的形式，且最后一級用偏心齒輪代替曲軸傳動。完成了皮帶輪 、離合器、制動器、偏心齒輪和軸等主要零部件的選用和設計以及壓力機的機身的設計，并進行了強度與剛度的校核，計算結果表明設計合乎要求。壓力機的運動與停止選用浮動嵌塊式摩擦離合器和制動器來控制。
關鍵詞：曲柄壓力機；曲柄滑塊；鍛壓設備
The design of J31-315 Crank Press
ABSTRACT
The press is used for forging industrial equipment, forging a productive part of a high efficiency, good quality, light weight, low cost features. Therefore, we must vigorously develop the crank presses, to meet the needs of China's modernization drive.
The J31-315 is a single point, closed crank press. It is the use of motor driven pulley rotation, the two gear reducer, and then through the slider-crank mechanism to rotate into a slider up and down movement, thereby forging the workplace for processing. In the design, by contrast design, drive system used in the form of three transmission, and the last one to replace the eccentric crankshaft gear transmission. Completed a pulley, clutch, brakes, gears and eccentric shaft, and other major components of the selection and design of the fuselage and press the design, and the strength and stiffness of the check, the results showed that with the design requirements. The movement and stop of The Press is optional floating inlay block friction clutch and brake to control.
Key words: crank press; crank slide block; the equipment of forging and stamping
目 錄
緒論 5
第一章 J31-315壓力機概述 6
1.1 J31-315壓力機的工作原理及構件 6
1.2 J31-315壓力機的主要技術參數 7
第二章J31-315壓力機的方案對比和選擇 8
2.1電動機的選擇 8
2.2傳動系統(tǒng)的對比和設計 12
第三章 主要零件的設計與校核 21
3.1 V帶和帶輪設計 21
3.2齒輪的設計 23
3.3軸的設計 31
3.4滑塊與導軌的設計 38
3.5連桿的設計 38
第四章 機身的設計 41
4.1 機身的比較和選擇 41
4.2 機身的強度計算 42
第五章 輔助裝置的選擇 47
5.1 過載保護裝置的選擇 47
5.2 拉延墊 47
5.3 滑塊平衡裝置 47
5.4 潤滑系統(tǒng) 48
總 結 48
謝辭 49
參考文獻 50
緒論
鍛壓生產在工業(yè)生產中占有重要的地位。采用鍛壓工藝生產工件具有效率高、質量好、重量輕和成本低的特點。所以，工業(yè)先進的國家愈來愈多地采用鍛壓工藝代替切削工藝和其他工藝。鍛壓機械在機床中所占的比重也愈來愈大。近年來，鍛壓機械的擁有量日本為34%，美國為32.4%。在鍛壓機械中，又以曲柄壓力機最多，占一半以上。用曲柄壓力機可以進行沖壓、模鍛等工藝，廣泛用于汽車、農業(yè)機械、電器儀表、國防工業(yè)以及日用品等生產部門。隨著工業(yè)的發(fā)展，曲柄壓力機的品種和數量愈來愈多，質量要求愈來愈高，壓力愈來愈大。它在機械制造工業(yè)以及其他工業(yè)的鍛壓生產中的作用愈來愈顯著。因此，大量制造和使用曲柄壓力機，已經成為工業(yè)先進國家的發(fā)展方向之一。
我國在解放以前，曲柄壓力機的生產非常落后，只能制造一些手動沖床。解放以后，才有了飛速的發(fā)展，到目前為止，我們已經制造了80000千牛的熱模鍛壓力機，40000千牛的雙點壓力機以及其他各種型號的壓力機。但是，與工業(yè)先進的國家比較，我國的曲柄壓力機制造業(yè)還很落后，主要表現在質量不高、數量不足、品種不全等幾個方面，特別是缺乏大型高效的設備。因此，必須大力發(fā)展曲柄壓力機，以滿足富民強國的需要。
壓力機的類型很多，按照工藝用途分類如下：
（1）板料沖壓壓力機
1）通用壓力機，用來進行沖裁、落料、彎曲、成形和淺拉延等工藝。
2）拉延壓力機，用來進行拉延工藝。
3）板沖高速自動機，適用于連續(xù)級進送料的自動沖壓工藝。
4）板沖多工位自動機，適用于連續(xù)傳送工件的自動沖壓工藝。
（2）體積模鍛壓力機
1）冷擠壓機，用來進行冷擠壓工藝。
2）熱模鍛壓力機，用來進行熱模鍛工藝。
3）精壓機，用來進行平面精壓、體積精壓和表面壓印等工藝。
4）平鍛機，用來進行平鍛工藝。
5）冷鐓自動機，用于制造如螺釘螺母等各種標準件。
6）精鍛機，用來精鍛各種軸類工件。
（3）剪切機
1）板料剪切機，用于裁剪板料。
2）棒料剪切機，用于截裁棒料。
第一章 J31-315壓力機概述
1.1 J31-315壓力機的工作原理及構件
曲柄壓力機是以曲柄傳動的鍛壓機械，用圖1-1來說明它的工作原理及結構。
電動機1通過三角皮帶把運動傳給大皮帶輪3，再經過兩級齒輪減速后把運動傳給偏心齒輪9，連桿12的上端裝在凸輪上，下端與滑塊13連接，這樣通過連桿把偏心齒輪的旋轉運動變?yōu)榛瑝K的上下直線往復運動。上模14裝在滑塊上，下模15裝在墊板16上。因此，當材料放在上下模之間時，即能進行沖裁或其他變形工藝，制成工件。由于生產工藝的需要，滑塊有時運動，有時停止，所以裝有離合器5和制動器4。壓力機在整個工件周期內進行工藝操作的時間很短，也就是說，有負荷的工作時間短，大部分時間為無負荷的空間時間。為了使電動機的負荷均勻，有效地利用能量，因而裝有飛輪。大皮帶輪3即起飛輪作用。
圖1-1 J31-315壓力機運動原理圖
從上述的工作原理并參考結構圖，曲柄壓力機一般有以下幾個組成部分：
1工作結構，一般為曲柄滑塊機構，由偏心齒輪、連桿、滑塊等零件組成。
2 傳動系統(tǒng)，包括齒輪傳動、皮帶傳動等機構。
3 操縱系統(tǒng)，如離合器、制動器。
4 能源系統(tǒng)，如電動機、飛輪。
5 支承部件，如機身。
除了上述的基本部分以外，還有多種輔助系統(tǒng)與裝置，如潤滑系統(tǒng)、保護裝置以及氣墊等。
1.2 J31-315壓力機的主要技術參數
曲柄壓力機的主要技術參數是反映一臺壓力機的工作能力，所能加工零件的尺寸范圍，以及有關生產效率等指標。J31-315壓力機的各主要參數如下：
1公稱壓力 曲柄壓力機的公稱壓力是指滑塊離下死點前某一特定距離或曲柄旋轉到離下死點前某一特定角度時，滑塊上所容許承受的最大作用力。J31-315壓力機的公稱壓力為3150千牛。
2滑塊行程 它是指滑塊從上死點到下死點所經歷過的距離，它的大小隨工藝用途和公稱壓力的不同而不同。J31-315壓力機的滑塊行程為315毫米。
3滑塊每分鐘行程次數 它是指滑塊每分鐘從上死點到下死點，然后再回到上死點所往復的次數。J31-315壓力機的滑塊的行程次數為20次∕分。
4裝模高度 它是指滑塊在下死點時，滑塊下表面到工作墊板上表面的距離。當裝模高度調節(jié)裝置將滑塊調整到最上位置時，裝模高度達最大值，稱為最大裝模高度。上下模具的閉合高度應小于壓力機的最大裝模高度。所謂封閉高度是指滑塊在下死點時，滑塊下表面到工作臺上表面的距離。它和裝模高度之差恰是墊板的厚度。J31-315壓力機的最大裝模高度為490毫米，裝模高度調節(jié)量為200毫米。
第二章J31-315壓力機的方案對比和選擇
2.1電動機的選擇
曲柄壓力機的負荷屬于沖擊負載，即在一個工作周期內只在較短的時間內承受負載，而較短時間是空程運轉。
按一循環(huán)的平均能量來選擇電動機，其功率為：
(2-1)
式中：Nm ——平均功率（kW）；
A ——工作循環(huán)所需的總能量（J）；
t ——工作循環(huán)時間（S）；
(2-2)
式中: n ——壓力機滑塊行程次數（次/分）；
Cn——壓力機行程利用系數，采用手工送料Cn=0.65；
為了使飛輪尺寸不致過大，以及電動機安全運轉等因素，故需將電動機的平均功率
選得大些，即：
(2-3)
式中：k——為電動機選用功率與平均功率比值，一般為1.2～1.6，取k=1.2；
壓力機一工作循環(huán)所消耗的能量A為： (2-4)
式中: A1——工作變形功（屬有效能量）；
A2——拉延工作功，即進行拉延工藝時壓邊所需要的功（屬有效能量）；
A3——工作行程時由于曲柄滑塊機構的摩檫所消耗的能量；
A4——工作行程時由于壓力機受力機構的摩檫所消耗的能量；
A5——壓力機空程向下和空程向上時所消耗的摩檫；
A6——單次行程時滑塊停頓所消耗的能量；
A7——單次行程時離合器接合所消耗的能量。
（1）工作變形功A1
曲柄壓力機由于沖載、拉延、模鍛、擠壓等工藝，不同的工藝，工件變形所需要的能量亦不同，沖載時的工件變形功為：
（2-5）
δ的大小隨板料的塑性和沖模間隙的大小而變化。通常?。?
（2-6）
式中：Pg ——壓力機公稱壓力為；
δ——切斷厚度（m）；
δ0——板料厚度（m）。
對于慢速壓力機（兩級及兩級以上傳動的壓力機） （2-7）
故有：
（2）拉延墊工作功A2
帶拉延的壓力機，在進行淺拉延工藝時，拉延墊壓緊工件的邊緣，并隨壓力機的滑塊向下移動。因此消耗一部分能量。消耗能量的大小決定于拉延墊的壓緊力和工作行程，根據資料推薦，可相應取為壓力機額定壓力的1/6及滑塊行程的1/6，即：
（2-8）
式中：S0——壓力機滑塊行程長度,S0=0.315m。
（3）工作行程時由于曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量A3
由于壓力機工作時產生彈性變形，曲柄滑塊機構的運動規(guī)律為平援變化。故可近似的將工作行程曲柄轉角αP取為壓力機的公稱壓力角αg，即：αP = αg。
這樣，對于通用壓力機，曲柄滑塊機構的摩擦功可以用下述公式表示：
（2-9）
式中：Pm——工作行程中平均工作變形力（N）；
αg ——工作行程曲柄轉角（度），公稱壓力角αP = αg =20 0；
mμ——摩擦當量力臂（m），mμ=26mm；
故有：
（4）工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量A4
壓力機在工作行程時，機身、曲柄滑塊機構等受力系統(tǒng)因受載產生彈性變形，因而引起能量消耗。對于在工作行程中，變形力逐步下降的沖載工藝和拉延工藝，有時一部分的彈性變形能量可以轉化為有用能量，因此得出：
（2-10）
式中：yc——壓力機總的垂直變形（m）。
（2-11）
Cn1——壓力機垂直剛度（kN/mm），參考文獻[7]表7-3；取Cn1=700 kN/mm 。
（5）壓力機空程向下和空程向上時所消耗的能量A5
壓力機空程時的能量損耗與壓力機零件的結構尺寸、表面加工量、潤滑情況，皮帶的拉緊程度、制動器調整情況等因素有關。根據試驗結果，通用壓力機連續(xù)行程所消耗的平均功率約為該壓力機額定功率的10%～35%，參考文獻[7]圖7-6或表7-4所示的實驗數據可供概略計算通用壓力機空程損耗之用，由圖7-6得：
（6）滑塊停頓飛輪空轉時所消耗的能量A6
根據實驗，通用壓力機飛輪空轉時電動機所消耗的功率約為額定功率的6%～30%。通用壓力機飛輪空轉時所消耗的能量：
（2-12）
式中：N6——壓力機飛輪空轉所需的功率，由參考文獻[7]圖7-7得N6=3.5kW；
t——-壓力機單次行程時的循環(huán)周期(S)；
t1——曲柄回轉一周所需的時間(S)。
故有：
（7）單次行程時，離合器接合所消耗的能量A7
離合器接合時所消耗的能量：
（2-13）
（8）總功A
電動機功率：
查機械設計手冊選用JR-72-4電動機；Ne=30kw，ne=1460r/min。
2.2傳動系統(tǒng)的對比和設計
傳動系統(tǒng)的作用是把電動機的能量傳給曲柄滑塊機構，并對電動機轉速進行減速，使滑塊獲得所需的行程次數。曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)有四個比較突出的問題需在設計前加以分析和確定，以便使整個壓力機能達到結構緊湊，維修方便，性能良好和外形美觀。下面就傳動系統(tǒng)方案設計中的幾個問題進行比較。
2.2.1 確定滑塊上加力點的數目及機構的運動分析
按壓力機滑塊上加力點的數目（即連桿的數目），分為單點、雙點和四點壓力機。（1）滑塊前后、左右尺寸小于1700mm；墊板前后尺寸小于2000mm，采用單點。（2）滑塊和墊板的前后尺寸大于2000mm，采用雙點。（3）滑塊前后、左右尺寸和墊板前后尺寸都大于2000mm，采用四點。本設計采用單點式。
通用壓力機的工作機構大多采用曲柄滑塊機構，其運動簡圖如圖所示O點表示曲軸的旋轉中心，A點表示連桿與曲柄的連結點，B點表示連桿與滑塊的連結點，OA表示曲柄半徑，AB表示連桿長度。所以OA以角速度ω作旋轉運動時，B點則以速度v作直線運動。
曲柄滑塊的結構主要由偏心齒輪、芯軸、連桿和滑塊組成。偏心齒輪的偏心頸相對于芯軸有一定的偏心距，相當于曲柄半徑。芯軸兩端緊固在機身上。偏心頸在芯軸上旋轉，就相當于曲柄在旋轉，通過連桿使滑塊上下運動。
1）曲柄滑塊機構的選擇
曲柄滑塊機構的類型有結點正置和結點偏置兩種；本設計采用結點正置的曲柄滑塊機構。圖2-1為結點正置的曲柄滑塊機構的運動關系計算簡圖（所謂結點正置，是指滑塊和連桿的連結點B的運動軌跡位于曲柄旋轉中心O和連結點B的連線上）?；瑝K的位移和曲柄轉角之間的關系可表達為：
圖2-1 結點正置的曲柄滑塊機構
（2-14）
而
令
則
而
所以
代入式（1-13）整理得：
（2-15）
由于一般小于0.3，對于通用壓力機，一般在0.1-0.2范圍內，故式可進行簡化。根據二項式定理，取
代入式（2-14）整理得：
（2-16）
式中：S ——滑塊行程，從下死點算起，以下均同；
α ——曲柄轉角，從下死點算起，與曲柄旋轉方向相反者為正，以下均同；
R ——曲柄半徑；
L ——連桿長度（當連桿可調時取最短時數值）。
S0——為滑塊行程315mm；
所以
因為 ；其中??；
則
因為λ在0.1-0.2范圍內，所以L=1450mm符合要求。
2.2.2 確定傳動系統(tǒng)的布置方式
在確定傳動系統(tǒng)的布置方式時，通常著重考慮以下三個方面：傳動系統(tǒng)的安放位置、曲柄軸和傳動軸的布置方式、曲柄軸上齒輪傳動形式和安裝部位。
（1）傳動系統(tǒng)的安放位置
曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)可置于工作臺之上或工作臺之下，前者稱為上傳動，后者稱為下傳動。上傳動的主要優(yōu)點為：①重量較輕，成本較低；②安裝維修都比較方便；③地基較為簡單。上傳動的主要缺點是壓力機的地面以上部分較高，運行不夠平穩(wěn)。下傳動的主要優(yōu)點：①壓力機的重心低，運行平穩(wěn)，振動和噪音較小；②能提高滑塊的運動精度，延長模具的使用壽命，改善工作的質量；③壓力機地面以上的部分減小，可用于高度較低的車間；④立柱和上梁的受力情況較好。傳動的缺點是：①體積較大，總重量大；②維修步方便，摩擦離合器和制動器的散熱條件比較差；③地基龐大，造價高。
綜合考慮、比較以上的各優(yōu)缺點，本設計是一種通用壓力機，故采用上傳動方式。
（2）曲柄軸和傳動軸的布置方式
曲柄軸和傳動軸可以垂直于壓力機的正面放置，也可以平行于正面放置。
當壓力機的曲柄軸和傳動軸平行于壓力機正面放置時，曲軸和傳動軸都較長，受力點和支撐軸間的距離也較大，因而剛度較差。垂直于壓力機正面的放置形式，克服了前一種形式的缺點，曲軸和傳動軸剛度較好。本設計是一種中型壓力機，采用了偏心齒輪，故采用垂直于壓力機正面的放置形式。
（3）曲柄軸上齒輪的傳動形式和安裝部位
曲柄軸上齒輪傳動可以設計成單邊傳動或雙邊傳動。采用雙邊傳動時，齒輪尺寸減小，壓力機高度降低，機器結構緊湊，還可以改善受力情況，但兩對齒輪要精確加工，裝配時要保證運動同步，加工和裝配要求較高。曲柄軸上的傳動齒輪，可放在機身外，也可放在機身內。前一種形式，齒輪的工作條件較差，機器外形不夠美觀，但安裝檢修比較方便；后一種形式，齒輪的工作條件較好，外觀也較美觀，但安裝、檢修比較困難；現在越來越傾向于后一種。
本設計是一種中型壓力機，而且又是一種通用的經濟型壓力機，綜合考慮其壓力與造價，采用單邊齒輪傳動，而且齒輪放在機身內。
2.2.3 確定傳動級數和各傳動比的分配
曲柄壓力機傳動級數和各級傳動比的分配，取決于滑塊每分鐘行程次數和所選擇的飛輪轉速。一般滑塊行程次數在70次/分以上的，采用單級傳動；70～28 次/分的用兩級傳動；28～10次/分的用三級傳動。各級傳動比的分配要恰當，使傳動系統(tǒng)有可能布置得合理而且緊湊。一般三角皮帶傳動的傳動比步超過6～8，齒輪傳動的傳動比不超過7～9。根據本設計的工作參數要求，選用三級傳動。選用電動機的轉速為1460轉/分。
根據參考文獻[4]表1-2確定各部分效率為：V帶傳動效率η1= 0.96，滾動軸承傳動效率η2= 0.99，閉式圓柱齒輪傳動效率η3= 0.97，偏心齒輪滑動軸承效率η4= 0.96。
1） 傳動裝置的總傳動比
壓力機滑塊的轉速：nω =20r/min
總傳動比：
2） 分配各級傳動比
根據參考文獻[4]表1-3推薦傳動比的范圍，選V帶傳動i1= 3.25,一級圓柱齒輪傳動的傳動比為：i2 = 4.78；則二級齒輪傳動比為：
3） 計算傳動裝置的運動參數和動力參數
0軸——電動機軸：
r/min
1軸——高速軸：
kW
r/min
2軸——低速軸：
kw
r/min
3軸——偏心齒輪軸：
kw
r/min
將計算的運動參數和動力參數列表1-1：
表1-1運動和動力參數表
軸 名
參 數
0 軸
1 軸
2 軸
3 軸
轉 速
（r / min）
1460
449.2
93.98
20
輸入功率(kW)
30
28.8
26.03
24.74
輸入轉矩(N.m)
196.23
612.3
2645.1
11813.4
傳 動 比i
3.25
4.78
4.7
2.2.4 選擇離合器和制動器的類型
剛性離合器不宜在高轉速下工作，采用剛性離合器的壓力機，離合器和制動器應裝置在曲軸上。剛性離合器和制動器只適用于小型壓力機。
采用摩擦離合器時，對于具有兩級和兩級以上傳動的壓力機，離合器既可以放在曲柄軸上，也可以放在中間軸上。近年來，閉式通用壓力機的傳動系統(tǒng)，都封閉在機身內并采用偏心齒輪傳動，在結構上限制了離合器和制動器的安放位置，因而大多將其置于飛輪軸上，僅少數壓力機裝置在中間軸上。
本設計采用三級傳動，最后一級采用偏心齒輪傳動，故用浮動嵌塊式摩擦離合器和制動器，且裝在大皮帶輪軸上。
曲柄壓力機的離合器都有主動部分、從動部分、連接零件以及操縱機構組成。本壓力機選用摩擦離合器——制動器的結構，其結構形式按其工作情況分為干式和濕式兩種。干式離合器和制動器的摩擦面露在空氣中，而濕式則放在油里。按其摩擦面的形狀，又有圓盤式、浮動嵌塊式和圓錐式等型式。目前常用的式盤式和浮動嵌塊式摩擦離合器——制動器。離合器的主動部分包括大皮帶輪、主動摩擦盤和環(huán)狀活塞等。從動部分為從動盤、從動軸以及制動器的內盤等。接合件式主動摩擦盤和從動盤上的嵌塊。它的操縱機構由氣缸、環(huán)狀活塞和壓縮空氣控制系統(tǒng)所組成。制動器懸置在支承外面，氣缸與制動器座相聯(lián)，活塞通過導向銷與制動盤連接。浮動嵌塊的斷面為長圓形，用石棉塑料制成。離合器和制動器各有十塊，在從動盤和內盤上沿圓周方向均勻分布。摩擦面間的間隙由墊片調整。
需要離合器接合時，操縱電磁空氣分配閥，使壓縮空氣先進入制動器氣缸，活塞向左移動，壓縮制動彈簧，制動器失去制動作用；隨后壓縮空氣由從動軸的中間孔道和連接管，進入離合器氣缸，克服脫開彈簧的作用力，環(huán)狀活塞向右移動，將浮動嵌塊壓緊在主動摩擦盤上，依靠他們之間的摩擦力所形成的摩擦力矩，由大皮帶輪帶動從動軸旋轉。當需要離合器脫開時，操縱電磁空氣分配閥，使離合器氣缸先排氣，在脫開彈簧的作用下，環(huán)狀活塞向左復位，于是活塞、浮動嵌塊和主動摩擦盤松開，大皮帶輪空轉；隨后制動器氣缸排氣，在制動彈簧的作用下，制動盤將浮動嵌塊壓緊在制動座上，從動軸停止運動。
離合器和制動器的動作應當協(xié)調，他們之間的順序動作由連鎖控制系統(tǒng)來實現。如果連鎖失靈，會引起摩擦材料的發(fā)熱和急劇磨損，甚至還可能造成設備和人身事故。因此對離合器和制動器連鎖控制系統(tǒng)的基本要求是：連鎖可靠，動作迅速。
連鎖方式有兩類：剛性連鎖和非剛性連鎖。
離合器和制動器剛性連鎖，工作可靠，操縱系統(tǒng)簡單，動作迅速。結構如圖所示，當離合器接合時，氣缸除了保證壓緊摩擦盤所需的壓力外，還需要克服制動彈簧的阻力，氣缸的制動力不能在飛輪和離合器之間形成封閉力系，滾動軸承要承受與壓縮彈簧相等的軸向推力；此外，離合器和制動器要做成空心軸，有時推桿直徑也會受到軸孔尺寸的限制。
（1） 離合器的選擇
離合器所需要的扭矩：
（2-17）
式中：β——儲備系數，考慮在壓縮空氣壓力波動和摩擦系數不穩(wěn)定等情況下仍能使離合器正常工作，取β =1.1~1.3；
Mq——偏心齒輪所需要傳遞的扭矩，Mq=231636.35N·m；
i ——安裝離合器的軸至偏心齒輪的傳動比，i=22.5；
η ——離合器至偏心齒輪之間的傳動效率，對二級齒輪傳動取η =0.94；
由參考文獻[5]選取公稱扭矩為Ml=13200N·m的浮動嵌塊離合器。
（2） 制動器的選擇
制動器所需要的扭矩：
（2-18）
式中：At——制動器的摩擦功，At =8118J；
φzh——制動器的制動角，應以偏心齒輪的轉角來度量，φzh=50×л /1800=0.087；
ωzh——制動器軸的角速度，ωzh=3.14×449.2/30 =47r/s；
由參考文獻[5]選取公稱扭矩為Mzh=6180N·m的浮動嵌塊制動器。
第三章 主要零件的設計與校核
3.1 V帶和帶輪設計
1）確定計算功率Pca
由參考文獻[2]表8-6查得工作情況系數K=1.2，故
kW
2）選取窄V帶帶型
根據Pca、n由參考文獻[2]圖8-9確定選用SPA型。
3）確定帶輪基準直徑
由參考文獻[2]表8-3和表8-7取主動基準直徑dd1=280mm。
根據參考文獻[2]式（8-15），從動輪基準直徑dd2；
mm
按參考文獻[2]式（8-13）驗算帶的速度
m/s<35m/s
帶的速度合適。
4）確定窄V帶的基準直徑和傳動中心距
根據，初步確定中心距mm。
根據參考文獻[2]式（8-20）計算帶所需的基準長度
=3668.3mm
由參考文獻[5]表13-1-3選帶的基準長度mm。
按參考文獻[2]式（8-21）計算實際中心距
mm
取a=845mm。
5）驗算主動輪上的包角α1
由參考文獻[2]式（8-6）得
主動輪上的包角合適。
6）計算窄V帶的根數z
由參考文獻[2]式（8-22）知
由n1=1460r/min、dd1=280mm、i=3.25，查參考文獻[2]表8-5c和表8-5d得：
kW， kW
查參考文獻[5]表8-8得Kα=0.97，表8-2得KL=1.06，則
取根。
7）計算預緊力
由參考文獻[2]式（8-23）知
查表8-4得kg/m，故
N
8）計算作用在軸上的壓軸力
由參考文獻[2]式（8-24）得
N
3.2齒輪的設計
3.2.1概述
由于壓力機的壓力較大，如果采用直齒輪，它的尺寸較大，但它只產生徑向力，而不產生軸向力；而如果采用斜齒輪，雖然可以減小一定的尺寸，但是它會產生很大的軸向力，這樣會對偏心齒輪產生變向，增大它對機箱的摩擦力，使壓力機不能正常工作。現在工廠制造的壓力機大多數都采用直齒輪，所以直齒輪作為壓力機的傳動件。
舊壓力機多采用曲軸作為傳動系統(tǒng)的最后一級，但是其摩擦很大，現在的大、中型壓力機上采用偏心齒輪來代替曲軸作為最后一級傳動，優(yōu)點如下：
（1） 制造偏心齒輪較容易，成本較低。
（2） 偏心齒輪機構的受力情況較好。
（3） 壓力機的傳動部分便于采用封閉式結構。
由于偏心齒輪結構的優(yōu)點顯著，近年來在中型和大型板料沖壓機上得到了普遍的應用，由于J31-315是一種中型的壓力機，所以，選用了偏心齒輪作為壓力機的最后一級傳動。
3.2.2 一級傳動齒輪的設計
（1）確定齒輪精度等級及材料
1）材料選擇:：小齒輪材料為40cr(調質)硬度280HBS，
大齒輪材料為45鋼(調質)硬度240HBS；
2）精度由參考文獻[2]表10-1：壓力機為通用機械，選取7級精度；
3）選取齒輪齒數為：大齒輪齒數：，取Z2=86；
（2）按齒面接觸強度設計
按參考文獻[2]式(10-21)算得:
確定公式內各計算數值
1）試選:Kt =1.3；
2）小齒輪傳遞的轉矩: T1=7.5×105N.m
3）由參考文獻[2]表10-7選取齒寬系數：Φd =1；
4）由參考文獻[2]表10-6查得材料的彈性影響系數:ZE =189.8MPa1/2；
5）由參考文獻[2]圖10-21d按齒面硬度查得:
小齒輪的接觸疲勞極限為σHlim1=600MPa；
大齒輪的接觸疲勞極限為σHlim2=550MPa；
6）由參考文獻[2]式(10-13)計算應力循環(huán)次數:
7）由參考文獻[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數:kHN1 =0.92，kHN2 =0.97；
8）計算接觸許用應力: 取失效概率為,安全系數S=1；
由參考文獻[2]式(10-12)得:
計算：
1）計算小齒輪分度圓直徑d1t:
2）計算圓周速度:
3）計算齒寬b及模數mn:
4）計算載荷系數k：
已知使用系數: KA=1；根據ν=2.67m/s，7級精度；由參考文獻[2]圖10-8查得動載系數
Kv =1.1；
由參考文獻[2]表10-4查得KHβ的計算公式為:
由參考文獻[2]圖10-13查得: KFβ=1.3；
由參考文獻[2]表10-3查得: KHα= KFα=1.2；
故載荷系數：
5）按實際的載荷系數校正所算的的分度圓直徑由參考文獻[2]式(10-10a)得:
6）計算模數m:
故查參考文獻[5]取標準模數: m=14mm。
（3）按齒根彎曲疲勞強度校核:
確定公式內個計算數值:
1）
2）
3）
4）由參考文獻[2]圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：σFE1=500MPa，σFE2=380MPa；
5）由參考文獻[2]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數kFN1=0.85，kFN2=0.88；
6）許用彎曲應力：取S=1.4
7）查取齒形系數由[1]表10-5查得YFa1=2.91，YFa2=2.18；Ysa1=1.53，Ysa2=1.79；
比較可知 。
8）計算 代入數值得:
故彎曲強度符合要求。
（4）幾何尺寸計算
1）計算中心矩:
則圓整后取a =730mm。
2）計算大,小齒輪分度圓直徑:
3）計算齒輪寬度:
圓整后取，.
4）驗算:
,合適。
3.2.2偏心齒輪的設計
（1）確定齒輪精度等級及材料
1）材料選擇：小齒輪材料為40cr(調質)硬度280HBS
大齒輪材料為40cr調質)硬度280HBS
2）精度由參考文獻[2]表10-1 ：壓力機為通用機械，選取7級精度；
3）選取齒輪齒數為： ，大齒輪齒數：，取Z2=80；
（2）按齒面接觸強度設計
按參考文獻[2]式(10-21)算得:
確定公式內各計算數值
1）試選:Kt =1.3；
2）小齒輪傳遞的轉矩: T1=2.6×106N.m；
3）由參考文獻[2]表10-7選取齒寬系數：Φd =1；
4）由參考文獻[2]表10-6查得材料的彈性影響系數:ZE =189.8MPa1/2；
5）由參考文獻[2]圖10-21d按齒面硬度查得:
小齒輪的接觸疲勞極限為σHlim1=600MPa；
大齒輪的接觸疲勞極限為σHlim2=600MPa；
6）由參考文獻[2]式(10-13)計算應力循環(huán)次數:
7）由參考文獻[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數:kHN1 =0.96，kHN2 =0.98；
8）計算接觸許用應力: 取失效概率為,安全系數S=1；
由參考文獻[2]式(10-12)得:
計算：
1）計算小齒輪分度圓直徑d1t:
2）計算圓周速度:
3）計算齒寬b及模數mn:
4）計算載荷系數k：
已知使用系數: KA=1；根據ν=0.89m/s，7級精度；由參考文獻[2]圖10-8查得動載系數
Kv =1.05；
由參考文獻[2]表10-4查得KHβ的計算公式為:
由參考文獻[2]圖10-13查得: KFβ=1.28；
由參考文獻[2]表10-3查得: KHα= KFα=1.2；
故載荷系數：
5）按實際的載荷系數校正所算的的分度圓直徑由參考文獻[2]式(10-10a)得:
6）計算模數m:
故查參考文獻[5]取標準模數: m=20mm。
（3）按齒根彎曲疲勞強度校核:
確定公式內個計算數值:
1）
2）
3）
4）由參考文獻[2]圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：σFE1=500MPa，σFE2=500MPa；
5）由參考文獻[2]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數kFN1=0.91，kFN2=0.91；
6）許用彎曲應力：取S=1.4
7）查取齒形系數由參考文獻[2]表10-5查得YFa1=2.97，YFa2=2.19；Ysa1=1.52，Ysa2=1.785；
比較可知 。
8）計算 代入數值得:
故彎曲強度符合要求。
（4）幾何尺寸計算
1）計算中心矩:
2）計算大,小齒輪分度圓直徑:
3）計算齒輪寬度:
圓整后取，。
4）驗算:
，合適。
3.3軸的設計
3.3.1 大皮帶輪軸的設計
（1）確定軸的直徑
開始設計時，可按扭矩預選傳動軸的直徑，由參考文獻[7]式（5-5）有：
（3-1）
式中：Mn ——作用在軸上的最大扭矩（N·m），Mn=13200 N·m；
[τ]——許用剪應力，參考文獻[7]取如下值：
45鋼調質 [τ]=500×105Pa
輸出軸受扭最大處的直徑為安裝離合器處，試取d=110mm；軸的設計及校核見圖3-1和圖3-2。
圖3-1 大皮帶輪軸
圖3-2 軸的載荷分析圖
（2）軸的強度校核
從軸的的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。先將計算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表3-1：
表3-1危險截面載荷參數
載 荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=3193.74N
FNH2=1663.40N
FNV1= -219.22N
FNV2=1596.29N
彎矩M
MH=0
MV1= -50420.6N·mm
MV2= 798145N·mm
總彎矩
M1=0，M2=799736N·mm
扭矩T
T3=13200000 N·mm
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度可根據參考文獻[7]式（5-6）及上表中的數值，軸的計算應力：
許用應力：
因此σ<[σ]，故安全。
3.3.2 中間軸的設計
（1）確定軸的直徑
開始設計時，可按扭矩預選傳動軸的直徑，由參考文獻[7]式（5-5）有：
式中：Mn ——作用在軸上的最大扭矩（N·m），Mn=44248.78N·m；
[τ]——許用剪應力，參考文獻[7]取如下值：
40Cr調質 [τ]=630×105Pa
輸出軸最小的直徑為安裝大齒輪處，試取d=155mm；軸的設計及各段長度見附圖。
（2）軸的強度校核
從軸的的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。先將計算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表3-2：
載 荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=-9270.07N
FNH2=4177.02N
FNV1= 2516.76N
FNV2=11476.28N
彎矩M
MH1=1002484.8 N·mm
MH2=-355005 N·mm
MV1= 975369.6N·mm，
MV2= 2754307.2N·mm
總彎矩
M1=2921909.31 N·mm，M2=1063486.87N·mm
扭矩T
T3=2645100N·mm
表3-2危險截面載荷參數
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據參考文獻[7]式（5-6）及上表中的數值，軸的計算應力：
許用應力：
因此σ<[σ]，故安全。
3.3.3 偏心齒輪軸的設計
壓力機采用芯軸的形式較多，主要有整體式、兩段式和套筒式。整體式的優(yōu)點是芯軸是一個整體，剛度較好，且結構簡單，其缺點是偏心部分和連桿大段的結構尺寸較大，故曲柄滑塊機構中的摩擦扭矩較大。因此，該結構只適用于行程不大的壓力機。兩段式的特點與上述的相反，芯軸分成兩端，且不穿過偏心部分，因此，偏心部分和連桿大端的結構尺寸減小，曲柄滑塊機構的摩擦扭矩也隨之減小。但芯軸如同一懸臂梁，剛度較差。因此，該結構只適用于行程較大的壓力機。套筒式的芯軸是由兩個軸套和一個小軸組成，它的剛度較上一種結構有所提高，但結構比較復雜，裝配比較復雜，因此用的不多。綜合上述各軸的特點，本設計采用整體式芯軸。
芯軸一般采用45號鋼，需經調質處理。與偏心齒輪軸瓦配合的部分需經磨削加工，光潔度為▽7~8。
設計時先跟據經驗公式預選芯軸直徑，進行結構設計，然后進行強度核驗。
1）當芯軸的材料為45號鋼時，芯軸直徑（與偏心齒輪內軸承配合處）的經驗公式是：
（3-2）
式中：P0——連桿上的作用力，P0=Pg=3150（kN）；
試取d0=260mm；進行結構設計如圖3-3所示：
圖3-3 J31-315壓力機偏心齒輪計算簡圖
進行強度校核，轉化為簡支梁的計算如圖3-4：
圖3-4 芯軸強度的計算簡圖
上述四式中：
lA1、lA2——芯軸軸瓦長度0.28m。
由結構圖可知：l1= l2=140mm=0.14m； l3=220mm=0.22m；l =660mm=0.66m；
2）進行強度校核
由強度計算公式有：
（3-3）
式中：Mmax——最大彎矩，一般是MB最大，所以選Mmax=MB=231636.35N.m；
[σ] ——許用彎曲應力，由參考文獻[7]表3-9選取[σ]=140MPa。
所以，強度滿足要求。
3.4滑塊與導軌的設計
滑塊是一個箱型結構，它的上端與連桿連接，下部安裝模具的上模，并在機身的導軌內上下運動。為了保證滑塊底平面和工作臺平面的平行度，保證滑塊運動方向與工作臺的垂直度，因此，滑塊的導向面必須與底平面垂直。導軌和滑塊的導向面應保持一定的間隙，而且進行調整。四個導軌均能單獨調整，它是靠一組推拉螺釘來實現的。這種四面調節(jié)的導軌能提高壓力機的精度，但調節(jié)困難。有些壓力機的導軌做成兩個是固定的，兩個是可調的，并使固定的導軌承受滑塊側向力，調節(jié)容易，但精度受到一定影響?；瑝K的高度與寬度的比值，在閉式單點壓力機上約為1.08~1.32。為了安裝模具，在滑塊的底平面開有“T”型槽。
小型壓力機的滑塊常用鑄鐵HT20-40制造。中型壓力機的滑塊常用鑄鐵HT20-40和稀土球鐵制造，或用A3鋼板焊接而成。大型壓力機的滑塊一般用A3鋼板焊接，焊后進行退火處理。為了提高滑塊的耐磨性，有些壓力機的導向面上鑲有酚醛層壓布板。導軌動面的材料一般用鑄鐵HT20-40制造。速度高、偏心載荷大的則用鑄造青銅ZQZn6-6-3或鑄造黃銅ZHMn58-2-2制造。對于高速壓力機，有采用滾針導軌，以便減小摩擦，消除間隙，提高機器的耐用程度和滑塊運動精度。
3.5連桿的設計
3.5.1連桿及裝模高度調節(jié)機構
為了適應不同高度的模具，壓力機的裝模高度需要能夠調節(jié)其大小。用調節(jié)連桿的長度來達到裝模高度的目的，即連桿不是一個整體，而是由連桿體和調節(jié)螺桿所組成。調節(jié)螺桿下部的球頭與滑塊連接，連桿體上部的軸瓦與偏心齒輪軸聯(lián)接。用手轉動調節(jié)螺桿，即可調節(jié)連桿的長度?；瑝K和裝模高度調節(jié)機構的主要數據看零件圖，滑塊部件重量：35.6kN，裝模高度調節(jié)速度：84.7mm/min，調節(jié)電動機功率：2.2kW，調節(jié)電動機轉速：750r/min，采用單級渦輪蝸桿傳動，速比：i=85，蝸桿系數：q=12,齒寬：B=25mm。
3.5.2連桿及調節(jié)螺桿的強度校核
1）調節(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。由于調節(jié)螺桿截面較小，故一般校核調節(jié)螺桿的壓縮應力即可。連桿接頭材料為稀土球鐵，螺桿材料為45號鋼。
連桿尺寸如圖3-5所示：
圖3-5 J31-315壓力機連桿及螺紋圖
螺桿強度：
（3-4）
式中：d0——連桿上最小的直徑，d0=155mm。
由參考文獻[7]取[σy]=1800×105Pa。
所以，螺桿強度符合要求。
螺紋強度：
（3-5）
式中：S ——螺距；
h ——螺紋牙根的高度，對于特種鋸形螺紋；
對于梯形螺紋。
則：
因為連桿采用球鐵QT45-5材料，所以[σ]=700×105Pa；σ稍大于[σ]，認為可以使用。
3.5.3滑動軸承的校核
在通用壓力機中，曲柄滑塊機構的旋轉或擺動速度較低，但載荷較大，故應檢驗作用在滑動軸承（或叫軸瓦）上的壓強。
1）單點壓力機的曲柄滑塊機構，連桿大端軸承的壓強為：
（3-6）
式中：dA——軸承直徑(m)；
lα——軸承長度(m)；
由參考文獻[7]表3-14選擇材料為ZQSn6-6-3。鑄錫鋅鋁青銅，[PA] =30MPa。
所以強度滿足要求。
2）芯軸軸承的強度為：
（3-7）
式中：d0——軸承直徑(m)；
l0 ——軸承長度(m)；
由參考文獻[7]表3-14，知[P0]=250MPa；
所以強度滿足要求
3）軸承座壓強：
（3-8）
式中：dB——軸承底度座軸瓦長度(m)；
由參考文獻[7]表3-14，知[PB]=650MPa；
所以強度符合要求。
第四章 機身的設計
4.1 機身的比較和選擇
機身是壓力機的一個基本部件，所有零部件都裝在機身上面，工作時要承受全部工作變形力。因此，機身的合理設計對減輕整機重量，提高整機剛度，以及減少制造工時，都具有直接的影響。機身分為兩大類型：即開式機身和閉式機身。前者三面敞開，操作方便，但剛度較差，適用于中小型壓力機；后者兩側封