曲柄压力机的传动机构设计.docx
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曲柄压力机的传动机构设计
曲柄压力机的传动机构设计
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————————————————————————————————日期：
丽水职业技术学院
机电信息分院
毕业设计
曲柄压力机的传动机构设计
学生学号：
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班 级专业名称
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年月日
摘要
近年来，电子、通讯、计算机、家电及汽车工业的迅猛发展,对冲压零件的需求量迅猛增长.冲压零件可分为功能性和外观性零件.尺寸与形状均趋于标准化和系列化的功能性冲压件,生产批量越来越大（如中小型电机的定转子硅钢片、高压器硅钢片、刮脸刀、（IT芯片等）），为降低成本和提高劳动生产率，这类零件很适合在高速压力机上进行大批量生产；而外观性冲压零件，它的品种、外形与产量多变，为了适应市场，如果组织投资大批量生产,经济效益极不合算，因此，它们适宜于在行程次数较低高效率低的一般通用机械压力机上进行冲压。
我做的毕业设计就是曲柄压力机的传动机构的设计，通过查阅和分析相关的设计资料按标准来完成齿轮传动、皮带传动、轴传动的设计。
本文就是介绍了对曲柄压力机的齿轮传动、皮带传动、轴传动的设计计算来完成曲柄压力机的传动机构的设计。
关键字：
传动系统、齿轮传动、皮带传动
一、引言
锻压生产已有悠久的历史，但是，采用锻压机械生产却只有一百多年历史。
19世纪三十年代，世界上出现了第一台简易的平锻机。
六十年代生产了冲压用的液压机。
直到十九世纪末才出现相当规模的曲柄压力机。
前期二十世纪末，由于汽车工业的兴起，曲柄压力机以及其他锻压设备得到了迅速的发展。
近年来，电子、通讯、家电及汽车工业的迅猛发展，对冲压零件的需求量迅猛增长。
冲压零件可分为功能性和外观性零件。
尺寸与形状均趋于标准化和系列化的功能性冲压件，生产批量越来越大（如中小型电机的定转子硅钢片、高压器硅钢片、（IT芯片等））,为降低成本和提高劳动生产率，这类零件很适合在高速压力机上进行大批量生产；而外观性冲压零件，它的品种、外形与产量多变，为了适应市场，如果组织投资大批量生产,经济效益极不合算,因此，它们适宜于在行程次数较低高效率低的一般通用机械压力机上进行冲压.通用机械压力机的滑块每分钟的行程次数n一般不超过200s。
p.m，因此，可简单地将n〉200s。
p。
m称为高速压力机。
国内外有一些公司通常将高速压力机分为下述3个速度等级:
超高速n〉1000s。
p。
m，高速n>400-1000s。
p.m，次高速250-400s。
p.m。
但根据现目前最高已达4000s。
p.m，我们认为:
按超高速1500s。
p.m,真高速n>800—1500s。
p.m,准高速n>250—800s.p.m来分更科学。
机械压力机电动机功率Pg除与n有关外，还和公称力P及滑块行程长度有关，划分是否为高速压力机不能简单用n来测量，因此,还有待于提出更科学的定义。
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二、主要参数的确定
2.1公称力pg
1、冲裁力（包括冲孔、落料）由下式计算:
P=0.8Ltσb/1000KN
式中:
L—工件剪切长度mm
t-工件厚度mm
σb—材料抗拉强度N/mm²
对Q235-A：
σb=400/mm²
2、弯曲成形力计算:
自由弯曲时的成形力由下式计算:
P=k1σbbt/1000KN
式中:
σb-材料抗拉强度N/mm²
l—凹模内腔宽度mm
t—工件厚度mm
b-工件前后宽度mm
k1—系数其值见下表：
l/t材料
4
10
15
20
25
30
铝、钢
0.23
0.18
0。
12
0。
09
0.073
0.06
低碳钢
0.21
0。
17
0.11
0.086
0.07
0.057
中碳钢
0。
20
0。
16
0.08
0。
08
0.065
0。
053
k1，k2—系数见下表:
k1值：
t/D
％
D/t
初拉伸时拉伸率dp1/D
0.45
0。
48
0.5
0。
52
0。
55
0。
6
0.65
0。
7
0.75
5
2
1。
2
0.8
0.5
0.2
0。
1
20
50
83
125
200
500
1000
1.95
1.1
0.85
1。
0
1.1
0。
75
0。
9
1。
0
1。
1
0。
65
0。
8
0.9
1。
0
1.1
0.6
0.75
0。
8
0。
9
1。
0
1.1
0。
5
0.6
0.68
0。
75
0.82
0。
9
1.1
0.43
0.5
0.56
0.6
0。
67
0。
75
0。
9
0.35
0。
42
0.47
0。
5
0。
55
0。
6
0.75
0.28
0.35
0。
37
0。
4
0。
45
0。
5
0。
6
k2值：
t/D
％
t/dp1
％
再拉伸时拉伸率dp1/dp2
0.7
0。
72
0。
75
0。
78
0.8
0。
82
0.85
0.88
0。
9
5
2
1.2
0。
8
0.5
0.2
0。
1
11
4
2。
5
1。
5
0.9
0.3
0。
15
0。
85
1.1
0。
7
0。
9
1.1
0。
6
0。
75
0.9
1。
0
1。
1
0.5
0.6
0。
75
0。
82
0.9
1。
0
1.1
0。
42
0。
52
0.62
0.7
0.76
0。
85
1.0
0.32
0。
42
0.52
0。
57
0.63
0.7
0.82
0。
28
0。
32
0.42
0。
46
0.5
0。
56
0。
68
0。
2
0。
25
0。
3
0.35
0。
4
0.44
0.55
0。
15
0.2
0。
25
0。
27
0.3
0.33
0。
4
注：
1、凸模半径r=（4-6）t时，k2值增加5%
2、凸模半径较小时，k2值增加5％
3、第三次拉伸时，因进行中间退火，k2值取同系列最大值
在模具内弯曲时，成形力由下式计算：
P=k1F/1000KN
式中：
F-上下模接触面积mm²
K1—系数N/mm²由下表选取：
材料
板厚＜3mm
板厚3-10mm
铝
30-40
50-60
铜
60—80
80—100
低碳钢
80-100
100-120
中碳钢
100-120
120-150
3、拉伸力计算
以常见的圆筒形件为例，计算公式如下:
初拉伸：
p=πdp1tσbk1/1000KN
再拉伸:
p=πdp2tσbk1/1000KN
式中：
t-板厚mm
dp2-初拉伸时凸模直径mm
σb-材料抗拉强度N/mm²
D-毛坯直径mm
圆筒形件坯料尺寸由下表计算：
拉伸件形状
计算公式A—表面积D坯料直径
A=
d²+πdh
A=
d²+πdh
D=1.414d²+4dh
A=
（d²+4h²）
A=
（d²+4h1²）+πdh2
A=
d²+π²h（d+1。
274r）/2
D=
A=
（d—2r）²+
（d—0。
726r）+πhd
D=
A=
D=
根据工件形状用上述公式算出所需冲压力p，选用压力机公称力
Pg=p/0.75
2。
2公称力行程Sg
公称力行程指压力机发生公称力时,滑块离开下死点的距离.
Sg值的大小决定于传动机构、离合器及飞轮电动机的能力。
因曲轴传递的扭矩随着Sg值的增大而增大，所以此值可按工艺用途来决定。
我国没有一定的标准。
且过去大都用离开死点前曲轴转角θg表示。
一般用途的压力机取θg=20—30°。
长行程的拉伸压力机：
θg=15°。
Sg值选取原则应该是在满足用户的基础上,尽量取最小值。
如用户提出拟冲板料厚度,根据冲裁工艺,凸模进入板料1/3处发生最大力。
凸模最后进入凹模为板厚的1/3。
Sg值或等于应大于板厚。
日本无统一标准，大多数工厂按θg=26°选取。
美国JIC有统一规定，Sg值与滑块行程无关。
Sg为一定值。
见下表：
公称力KN
型式
＜320
330—1100
1100-2000
＞2000
开式直接传动
0。
8（1/32）
1。
6（1/16）
—
-
闭式单点
3。
2（1/8）
6.4（1/4ⁿ）
—
闭式单点
6.4（1/4ⁿ）
2。
3滑块行程S
它是只滑块从上死点到下死点所经过的距离。
它的大小将反映压力机的工作范围。
行程较长，则能生产高度较高的零件，通用性较大。
但压力机的曲柄尺寸要加大，随之而来的是齿轮模数和离合器尺寸均要增大，压力机造价增加。
而且模具的导柱套可能脱离，影像工件精度和模具寿命。
所以，应该适当选择行程长度。
三、传动系统的配置
3。
1传动系统的配置
传动系统的作用是把电动机的能量传递给曲柄滑块机构.并对电动机的转速进行减速,使其获得所需要的滑块行程次数。
设计传动系统时，必须使压力机结构紧凑、维修方便，性能良好外观美观.
3。
2传动系统的布置方式
1、上传动及下传动的比较。
传动系统的配置在压力机工作台之上为上传动.在工作台之下的为下传动，现有的通用压力机大多采用上传动机构。
虽然下传动结构亦具有不少优点，例如：
机器重心低,传动平稳、振动噪声小、压力机地面高度小，滑块导向长度系统在地坑中、基础造价高，维修不便。
所以只能有特殊要求时才采用。
2、曲轴纵放和横放的比较
传动系统曲轴安装型式有垂直于压力机正面（称为纵放）及平行于压力机正面（称为横放）两种型式.旧式通用压力机多采用横放的安装型式。
这种布置,曲轴和传动轴比较长，受力点又支承的距离比较大，外观不够美观。
现代压力机越来越多的才用纵放的安装型式。
传动系统的刚性好、外观美观。
3、开示及闭式传动的比较
开式及闭式的传动系统指传动齿轮安放在机身外还是在机身之内。
开式传动工作条件较差、外观不美观.但安装维修方便。
而闭式传动齿轮工作条件较好,外观美观。
如将齿轮浸入油池中，则大大减低了齿轮传动的噪声.但安装维修叫困难。
现较多的是采用开式传动结构。
4、一般均采用单边传动。
对大规格开式压力机，且曲轴采用平行于压力机正面的有采用双边传动的结构型式.所谓双边传动就是在一根轴上有二个齿轮共同传达扭矩。
对曲轴横放的开式双点压力机，曲轴为双曲拐长曲轴。
也采用双边传动。
3。
3传动级数及速比的分配
压力机的传动级数与电动机的转速和滑块每分钟行程次数有关。
行程次数低,则总速比大，传动级数就应该多些，否则每级的速比过大，结构不紧凑,反之行程次数高,总数比小，传动级数可小些。
现有开式压力机传动级数一般不超过三级,行程次数在80次/分以上的用单级传动。
80—40次/分的用二级传动。
40—10次/分的用三级传动。
在选取电动机转速时,电机转速越低,可以减少总速比和传动级数。
但电机尺寸越大，价格越贵，电机效率越低。
不一定适合。
通常对二级和三级传动系统采用同步转速为1500转/分的电机。
对一级传动采用同步转速1000转/分。
在各级传动速比的分配要恰当。
通常三角皮带传动速比不超过6-8,齿轮传速比不超过7—9。
减速比分配时,要保证飞轮有适当的转速.也要注意布置的尽可能紧凑、美观和长、宽、高尺寸比例恰当。
对通用压力机的飞轮转速一般取380-450转/分。
因为转速太低会使飞轮作用力削弱。
转速太高会使飞轮轴上的离合器发热严重.造成离合器和轴承的损坏。
传动
型式
齿轮付位置
中心距
模数
小齿轮
铸铁齿轮
钢齿轮
铸铁齿轮
钢齿轮
齿数
单边
传动
低速付
（5-5。
6）do
（5-6.5）do
0。
01do
0.09do
14—21
高速付
（3-3。
5）do
0.072do
0.064do
16—21
双边
传动
低速付
（4.3-5.6）do
（3.5—4.6）do
0。
085do
0。
07do
14-21
高速付
（3-3。
7）do
（2—2.3）do
（0.56—
0.84）do
0.048—
0。
064）do
14-24
表中：
do-曲轴支承直径.mm
大齿轮初定后，还要校核圆周速度v
V=πDOn/（60×1000）m/sec
式中:
DO—大齿轮分度圆直径。
mm
n—压力机每分钟行程次数.1/min
允许的圆周速度见下表:
传动型式
齿轮付
位置
圆周速度
极限值
平均值
单边传动
低速付
0.9—3.5
2.4
高速付
4。
6—5.7
5。
3
双边传动
低速付
0.7-3.3
1.6
高速付
对铸铁齿轮：
3。
1-4。
4
对铸铁齿轮：
4.1
对钢齿轮：
5.5—6.2
对钢齿轮：
5。
7
四、传动零件的计算特点
4.1齿轮传动
齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动。
按齿轮轴线的相对位置分平行轴圆柱齿轮传动、相交轴圆锥齿轮传动和交错轴螺旋齿轮传动。
具有结构紧凑、效率高、寿命长等特点。
齿轮传动是指主、从动轮轮齿直接、传递运动和动力的装置。
齿轮传动的特点是：
齿轮传动平稳，传动比精确，工作可靠、效率高、寿命长,使用的功率、速度和尺寸范围大.例如传递功率可以从很小至几十万千瓦；速度最高可达300m/s；齿轮直径可以从几毫米至二十多米。
但是制造齿轮需要有专门的设备，啮合传动会产生噪声。
齿轮顶部的圆周叫做齿顶圆。
齿轮根部的圆周叫做齿根圆。
在工作图上要注明齿顶圆直径，齿坯外圆就是按这个尺寸加工的。
齿根圆直径一般不必标注，但确定齿轮结构时，有时要考虑这个尺寸的大小。
例如戴键槽的齿轮（图4—1），从齿跟圆到键槽之间，要有一定的厚度（δ＞1.6m），否则齿轮受力时,将在此处裂开。
当齿根圆与键槽之间的距离δ小于此值时,应将齿轮与轴做成整体,分度圆刀齿顶圆的距离，称为齿顶高.分度圆到齿跟圆的距离，称为齿根高.齿顶高和齿根高之和,称为齿全高。
写成公式为:
D0=df+2h′
Di=df—2h′
h=h′+h″
式中D0-齿顶圆直径；
Di—齿根圆直径;4—1带键槽的齿轮即齿轮轴
h′-齿顶高；
h″-齿根高；
h—齿全高.
齿轮传动类型和标准齿轮尺寸计算公式
常用的齿轮传动有两大类,一类称为标准齿轮传动，另一类称为变位齿轮传动。
1、分度圆上的齿厚与齿间相等，这是标准齿轮与变位齿轮的主要区别之一.一对啮合的标准齿轮，模数相等，分度圆上的周节也相等，由于在分度圆上的齿厚与齿间相等，因此,主动轮和从动轮在分度圆上的齿厚与齿间彼此都是相等的，也就是说，一个齿轮在分度圆上的齿厚,等于另一个齿轮在分度圆上的齿间。
这一特点，正好符合一个齿轮在节圆上的齿厚,应等于另一个齿轮在节圆上的齿间的要求,所以标准齿轮的分度圆与节圆重合，即：
d1=df1=mz1
d2=df2=mz2
2、由于分度圆与节圆重合，所以啮合角α等于分度圆上的压力角α0，即α=α0。
3、两齿轮的中心距等于两齿轮分度圆半径子和,即：
A0=
+
=
（z1+z2）
4、齿顶高h′=f0m，式中f0称为齿顶高系数。
常用标准齿轮，f0=1；另外一种短齿轮标准齿轮，f0=0.8。
5、齿根高比齿顶高多一个径向间隙C0m，以免两齿轮牙齿顶死，和用来储存润滑油，故齿根高h″=（f0+C0）m。
常用标准齿轮，C0=0。
25；短齿轮标准齿轮，C0=0。
3。
6、标准齿轮的齿顶圆直径，为分度圆直径加两倍齿顶高，即：
D0=df+2h′—df+2f0m=m（z+2f0）
对于常用标准齿轮：
De=df+2f0m=df-2m-m（z-2）
对于短齿标准齿轮：
De=m（z+1.6）
而齿根高直径，为分度圆直径减两倍齿根高,即：
Di=df—2h″=df-2（f0—C0）m=m（z-2f0—2C0）
对于常用标准齿轮：
Di=m（z-2.2）
7、标准齿轮传动的重叠系数一般大于1.2，可不比验算。
为了便于使用，将标准直齿圆柱齿轮尺寸的计算公式列成表4—2。
表4—2标准直齿圆柱齿轮尺寸计算
名称
符号
公式
计算举例（J31—250型曲柄压力机传动齿轮，z1=18，z2=75）
模数
m
由强度确定
m=13mm
周节
t
t=πm
t=40.84mm
分度圆上的压力角（齿形角）
α0
α0=20°
α0=20°
啮合角
α
α=α0
α=20°
分度圆直径
df
df1=mz1，df2=mz2
df1=234mm，df2=975mm
节圆直径
d
d1=df1，d2=df2
d1=234mm，d2=975mm
齿顶高
h′
常用齿：
h′=1m；
短齿：
h′=0。
8m
h′1=h′2=13mm
齿根高
h″
常用齿：
h″=1。
25m
短齿：
h″=1.1m
h″1=h″2=16。
25mm
齿全高
h
常用齿:
h=h′+h″=2.25
短齿：
h=1.9m
h1=h2=29。
25mm
齿顶圆直径
De
常用齿：
De1=m（z1+2）
De2=m（z2+2）
短齿：
De1=m（z1+1.6）
De2=m（z2+1。
6）
De1=260mm
De2=1001mm
齿根圆直径
Di
常用齿：
Di1=m（z1—2。
5）
Di2=m（z2-2。
5）
短齿:
Di1=m（z1—2.2）
Di1=m（z2-2。
5）
Di1=201。
5mm
Di2=912。
5mm
基圆直径
d0
d01=df1cosα0=mz1cosα0
d02=df2cosα0=mz2cosα0
d01=219.80mm
d02=916.21mm
基节
tj
tj=πmcosα0
tj=38。
38mm
中心距
A0
A0=
（df1+df2）=
m（z1+z2）
A0=604。
5mm
4.2皮带传动计算
皮带传动分三角皮带传动和平皮带传动两种，其中三角皮带传动用得最多。
下面介绍皮带传动的设计计算方法。
设计计算的任务是合理选用三角皮带的截面型号、决定大小皮带轮的直径、中心距、皮带的长度等.设计计算之前要掌握下面的已知条件：
（1）皮带传动的使用场合；
（2）皮带传递的功率N；（3）主、从动皮带轮的转速n1和n2.
三角皮带传动的设计步骤如下：
1、选择皮带截面型号
平常所说的三角皮带实际上并不是“皮带”，而是“胶带”,它的型号有O、A、B、C、D、E、F七种，截面面积依次增大（见表4-3）
表4-3标准三角胶型号及截面尺寸（HGB4003-60）
型
号
截面尺寸及允许公差
截面积F
（mm²）
尺寸
a（mm）
h（mm）
Φ（度）
yc（mm）
a0（mm）
O
40±1
0.47
2.1
8.5
A
0.81
2。
8
11
B
1.38
4.1
14
C
2.30
4.8
19
D
4。
76
6.9
27
E
6。
92
8.3
32
F
11。
70
11.0
42
表4—4各种型号三角胶带适用的功率范围
传递功率
（千瓦）
0。
1—0。
75
0.75—2.2
2.2-5.7
3.7—7.5
7.5—20
20—40
40-75
75—150
150以上
推荐型号
O
O、A
O、A、B
A、B
B、C
C、D
D、E
E、F
F
截面积大，单根皮带所能承受的拉力大，能传递较大的功率.所以，传递功率较大时，应选用较大的截面型号,以免皮带根数过多，各根皮带受力不均。
具体确定截面型号时可参考表4—4。
2、确定小皮带轮的计算直径D1
在传动比一定时,小皮带轮的直径小，大皮带轮的直径也会相应地减小，使结构紧凑，但皮带在轮子上弯曲得厉害,容易发生疲劳破坏,因此小皮带轮直径不能过小。
对于不同截面型号的皮带，下皮带轮的推荐用最小计算直径D1min见表4-3，可供设计时参考。
由于皮带的弯曲程度与h/D成正比（h是皮带的厚度），所以，截面打的皮带D1min应取得较大，以免弯曲力过大。
表4—5小皮带轮的荐用最小计算直径D1min
皮带型号
O
A
B
C
D
E
F
一般推荐最小直径（mm）
70
100
113
200
315
500
800
传动尺寸受限制时荐用最小直径（mm）
50
80
125
—
—
-
710
3、确定大皮带轮的计算直径D2
由式（4-4）可得：
D2=iD1
式中i为传动比，一般不超过7，特殊情况可到10，i不能过大，否则结构太庞大。
4、核算皮带的速度v
V按式（4-4）计算。
从式（4—6）可以看出，对于同样大小的有效拉力（s1-s2）,v小,所能传递的功率N小;v大，所能传递的功率N也大。
所以,在速度较小的情况下采用皮带传动式不利的，应尽量把皮带传动放在传动系统的第一级（即高速级）.但是，我们要努力避免片面性和局限性。
不能只从这样一个理论公式来看问题，片面地提高速度。
因为速度太高后，皮带的离心力加大,皮带与皮带轮之间的正压力减小，引起摩擦力减小，有效拉力（s1-s2）也随之减小,所能传递的功率N反而降低。
一般,v应在5-25米/秒的范围，最适当的速度是15—25米/秒。
5、初定中心距A1
中心距一般需按传动结构的具体情况决定，但应在下列范围之内:
0.55（D1－D2）+h≤A1≤2（D1＋D2）
式中h——皮带的厚度（4—4）mm
如果结构上无特殊要求，表4-8可供参考选用
表4-6中心距与大皮带轮计算直径的比值
i
1
2
3
4
5
≥6
A1/D2
1.5
1.2
1
0.95
0.9
0。
85
6、确定皮带的长度L
由皮带传动中的几何关系,可以求出皮带的计算长度（即通过皮带截面重心的周长）为：
L1=2A1+
（D1+D2）+
算出结果后,应与三角胶带长度系列的选取的标准值相近。
计算实际中心距A
A≈A1－
式中A1-—初定的中心距;
L1-—根据A1算出来的皮带计算长度；
L标准选取的计算长度。
7、校核小皮带轮的包角a1
a1可按下式计算：
a1≈180°－
×60°=180°－
×60°
一般a1不应小于110°-120°.当包角过小时，可用增大中心距A或减小传动比i来解决。
但A不能过大，否则会导致结构庞大和皮带的紧边、松变互相拍击，因此A一般不宜大于Amax=2（D1＋D2）.
8、确定皮带的根数Z
Z≥
式中N-
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