玉米秸秆生物燃料机械中压力机.doc

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1、第 i 页 玉米秸秆生物燃料机械压力机设计 摘要 本文主要涉及玉米秸秆的转化利用，通过分析国内外目前对这一课题的研 究状况，比较玉米秸秆转化为能源的各种途径方法，及其前景和目前投入生产 的主要瓶颈，进而结合本专业所学知识，设计一台机械压力机，以期完成玉米 秸秆的能源化利用。 曲柄压力机是以曲柄传动的锻压机械，适用于板料的冲孔、落料、弯曲、 线拉伸及成型等工作。若装上自动送料机构，则可以推行半自动冲压工作。此 次设计包括传动方案的确定，压力机主要尺寸参数的确定，电动机的选择以及 各主要零部件的设计计算。 最后，对成型所用模具的设计进行了简单介绍，并给出成型产品的尺寸参 数。 关键词关键词 ：玉米

2、秸秆；能源；曲柄压力机； 第 ii 页 第 iii 页 Abstract This text is mainly about the utilization of corn straw, and through the analysis of domestic and foreign research on this topic and the comparison of their prospects and the main bottleneck in practice, a mechanical press is designed by using our professional kn

3、owledge, in order to make the corn straw into energy. Crank press is a metal forming machinery which is driven by crank, and it applies to sheet-metal punching, blanking, blending, drawing, metal forming etc. If crank press is equipped with automatic feed mechanism, it can implement semi-automatic p

4、unching. This article describes the determination of transmission scheme and the main dimensions in the press, the motor selection and the design and calculation of main components. At the end of this text, the design of forming die is introduced briefly, then the dimension on the production is list

5、ed. Keywords：corn straw, energy ,crank press 目录 摘要摘要 I ABSTRACT.II 目录目录 .1 1.1. 绪论绪论1 1.11.1 自然界能源存在的形式种类及转化利用状况自然界能源存在的形式种类及转化利用状况1 1.1.1 自然界能源存在的形式 .1 1.1.2 自然能源的开发利用状况 .1 1.21.2 国内外能源植物的开发利用国内外能源植物的开发利用1 1.2.1 国外能源植物的利用状况 .1 1.2.2 国内能源植物的利用状况 .2 1.31.3 农作物秸秆的利用方法农作物秸秆的利用方法3 1.41.4 生物质固化成型燃料生物质固化成

6、型燃料3 1.4.1 生物质固化成型燃料的特点 .3 1.4.2 生物秸秆固化燃料使用设备及发展前景 .4 1.51.5 我国秸秆能源化利用瓶颈及原因我国秸秆能源化利用瓶颈及原因4 2.2. 曲柄压力机的设计计算曲柄压力机的设计计算 .5 2.12.1 曲柄压力机的工作原理及主要参数曲柄压力机的工作原理及主要参数5 2.1.1 曲柄压力机的构成 .5 2.1.2 曲柄压力机工作原理 .5 2.1.3 曲柄压力机的主要技术参数 .5 2.22.2 设计方案的确定设计方案的确定5 2.2.1 传动级数和各速比的分配 .5 2.2.2 总体设计方案的确定 .6 2.32.3 偏置曲柄滑块机构的尺寸参

7、数确定及运动分析偏置曲柄滑块机构的尺寸参数确定及运动分析6 2.42.4 压力机传动装置的总体设计压力机传动装置的总体设计7 2.4.1 确定传动装置的总传动比和分配传动比 .7 2.4.2 传动装置的运动和动力参数的计算 .8 2.52.5 压力机主要零部件的设计计算压力机主要零部件的设计计算9 2.5.1 V 带轮的设计 9 2.5.2 齿轮的设计计算 .11 2.5.3 曲轴尺寸参数的确定及强度校核 .16 2.5.4 传动轴的设计计算 .18 3. 成型模具设计简介成型模具设计简介.21 3.13.1 模具主要尺寸设计模具主要尺寸设计21 3.1.1 产品的成型参数 .21 3.1.2

8、 模具材料选择 .21 3.1.3 模具结构及尺寸设计 .22 3.23.2 顶出机构设计顶出机构设计25 参考文献参考文献26 致谢致谢 .27 附录附录 .28 第 1 页 共 44 页 1. 绪论 1.1 自然界能源存在的形式种类及转化利用状况 1.1.1 自然界能源存在的形式 能源是现代社会赖以生存和发展的基础，安全、可靠的能源供应和高效、 清洁地利用能源是实现经济可持续发展的基本保证，也是国家战略安全保障的 基础之一。自然界存在的能源一般分为：可再生能源、不可再生能源、新生能 源。按其存在的形式也可分为： （1） 由古生物埋藏于地下形成的化石能源，如煤、石油、天然气等。 （2） 由生

9、物枝干转化成的生物能源，如玉米、麻疯树、黄鼠草、海桐花等。 （3） 存在于自然现象，被人们开发的可利用能源，如太阳能、风能、潮汐等。 能源是人类活动的物质基础。在某种意义上讲，人类社会的发展离不开优 质能源的出现和先进能源技术的使用。在当今世界，能源的发展，能源和环境， 是全世界、全人类共同关心的问题，也是我国社会经济发展的重要问题。 1.1.2 自然能源的开发利用状况 据预测， 地球上蕴藏的可开发利用的煤和石油等化石能源将分别在200年 和3040年以内耗竭，而天然气按储采比也只能用60年。全球石化能源消耗量 在1992年至1999年间增加了10%，据预测，能源消费在未来20年内还将以平均2

10、%的 速度增长。随着社会与经济的发展，我国对能源的需求将会不断增加，2000年 能源消费总量达1218亿吨标准煤，比1990年增长30%。21世纪，我国将逐步进 入中等发达国家行列，能源形势不容乐观。世界能源的日趋枯竭和生态环境的 日渐恶化，对人类的生存和国家的经济发展产生了巨大的威胁，生物能源的开 发利用越来越成为世界关注的焦点。能源植物作为未来生物能源的主要来源， 开发利用前景广阔，将成为最有前景的生物质能之一，同时也将会是21世纪新 型能源的研究热点。 能源问题成了世界各国共同面临的难题。化石燃料燃烧产生的二氧化碳具 有温室效应，产生的氮和硫的氧化物及其它一些污染物也严重影响环境，以现

11、有技术水平还不能完全消除这些影响。因此，开发可再生的清洁新型能源是历 史发展的必然。 1.2 国内外能源植物的开发利用 1.2.1 国外能源植物的利用状况 国外能源植物的开发利用较早。自 20 世纪 70 年代以来，许多国家先后制 定了有关生物能源的开发研究计划，如美国的能源农场、巴西的酒精能源计划、 日本的新阳光计划、印度的绿色能源工程等。特别是自从诺贝尔奖获得者美国 加州大学的化学家卡尔文于 1986 年在加州福尼亚种植了大面积的能源植物获得 成功以来，世界各国投入大量的人力、物力、财力从事能源植物的研究和开发， 并且大面积种植和工业转化利用，取得了一系列研究成果和良好的经济效益。 巴西是

12、世界燃料乙醇发展的先驱，首先推出了国家乙醇计划，充分利用本 国甘蔗资源优势，形成了高水平的燃料乙醇生产技术。巴西一种野生的汉咖树， 体内含有 15%的酒精。常绿乔木香胶树，每公顷可年产石油 225 桶。还有一种 油棕榈树，每公顷可年产 1 万 kg 生物柴油。有一种名叫“苦配巴”的乔木，每 第 2 页 共 44 页 株成年树每年能产 10kg15kg 生物柴油。在巴西高原的热带雨林中发现近千种 这类植物，可从其所产生的乳液中用简单的工艺就能得到高品质的液态燃料。 美国是世界上最大的以谷物为原料生产生物燃料乙醇的国家。此外，美国 还大力发展其他能源植物，如美国的美洲香槐，从这种大戟科植物中能得到

13、约 1600L(合 10 桶)燃料油。加利福尼亚洲生长的黄鼠草，可提炼 1t 石油。 2 1hm 此外，还建立了三角叶杨、桤木、黑槐、桉树等石油植物研究基地。 欧洲国家在大力发展生物质燃烧发电的同时，加强了能源植物的开发利用。 欧洲使用较多的是马铃薯，用于生产燃料乙醇，利用油菜生产生物柴油。欧洲 是世界上生物柴油生产及使用的主要地区，以德国、法国、意大利和捷克为主。 澳大利亚有一种古巴树，也称柴油树，从成年树中每棵每年可获得约 25L 燃料油，且这种油可直接用于柴油机。有一种叫阔叶木棉的植物，能提取类似 于重油的燃料油。有两种多年生野草桉叶藤和牛角瓜，其茎叶中提炼出一种白 色汁液，可以制取石油

14、。 在亚洲，日本是发展生物柴油最早的国家，也是亚洲第一生物柴油生产大 国。 日本发现一种芒属植物“象草”，是一种理想的石油植物，平均每 2 1hm 年可收获 12t 生物石油，比其他现有的任何能源植物都高产，而且种植成本还 不到种植油菜的，可是变成石油所产生的能量却相当于用菜籽油提炼的生物31 柴油的 2 倍。 马来西亚的原始森林中，有一种叫银合欢树的豆科植物，其汁液含油量很 高，被誉为“燃烧的木头”，其燃烧能力可达到石油的以上。另外，泰国32 从南洋油桐中提取石油物质。 1.2.2 国内能源植物的利用状况 我国是利用能源植物较早的国家，但在能源植物的大规模生产和开发利用 方面起步较晚。自 2

15、0 世纪 70 年代初开始，湖南省林科院开始从事油茶、油桐、 核桃、光皮树、油橄榄、霍霍巴等木本油料树种的研究。“七五”期间，四川 省计划委员会开展了“野生植物油作柴油代用燃料的开发应用示范”项目研究， 四川省林业科学研究院等单位对攀西地区野生小桐子(麻疯树) 的适生立地环境、 栽培技术、生物柴油提取与应用等进行了较为深入的研究。“八五”期间，中 国科学院开展了“燃料油植物的研究与应用技术”项目研究，湖南省林科院完 成了光皮树油制取甲脂燃料油的工艺及其燃烧特性研究。“九五”期间，湖南 省林科院完成了“植物油能源利用技术”和“能源树种绿玉树及其利用技术的 引进”项目研究，编写了能源植物(燃料油植

16、物) 种类资源量调查研究报告， 完成了中国能源植物(燃料油植物) 特征登记汇总表的汇编，掌握了我国能 源油科植物的种类分布特点及资源量，确定了选择利用原则，划分了燃料油植 物类型。 “十五”期间，中国林科院对我国的黄连木和文冠果等主要燃油木本 植物进行了全国资源分布的调查。 我国幅员辽阔，地域跨度大，水热资源分布多样，能源植物资源种类丰富 多样，主要分布于大戟科、樟科、桃金娘科、夹竹桃科、菊科、豆科、山茱萸 科、大风子科和萝摩科等。早在 1982 年就分校了 1581 份植物样品，收集了 974 种植物。编写成了中国油脂植物、四川油脂植物等。据统计，我 国约有 3 万种维管束植物。仅次于印尼和

17、巴西，其中有经济价值的植物约 15000 种，具 有能源开发价值约 4000 种。现已查明的能源油料植物(种子植物)种类为 151 第 3 页 共 44 页 科 697 属 1553 种，占全国种子植物的 5%。其中油脂植物 138 科 1174 种，挥 发性油植物 83 科 449 种。能源油料植物的集中分布区域为亚热带至热带区域， 在山区往往与常绿阔叶林或落叶阔叶林相伴生，而且以野生为主，野生种占总 数的 75.4%，栽培植物种则很少。 1.3 农作物秸秆的利用方法 目前，农作物秸秆在农村多数作为能源做饭、烧水和取暖。秸秆直接燃烧 既浪费能源又不卫生，还造成环境污染。有的农民在大地里焚烧秸

18、秆，不但浪 费资源，污染环境，有时还会影响飞机的正常起飞和降落。面对能源日渐枯竭 和秸秆的不科学利用，我们应该开发和利用可再生能源研究出科学利用秸秆的 方法，解决能源不足。 农作物秸秆的利用方法很多:一是发展秸秆肥料。秸秆作为肥料的一般利用 方式是直接还田，由于中国人均占有耕地少，复种指数高，倒茬间隔时间短， 加之秸秆碳氮比高，不易腐烂。所以秸秆还田常因翻压量过大，土壤水分不适， 施氮肥不够，翻压质量不好等原因，出现妨碍耕作，影响出苗，烧苗，病虫害 增加等现象，有的甚至造成减产。另外，秸秆直接还田虽能够避免焚烧对大气 造成的影响，但产生大量还原性气体，它们是破坏臭氧层、造成温室效应的祸 害，同

19、时使一些金属离子处于还原状态，容易造成对农作物的毒害。因此，秸 秆还田并非多多益善，需要根据实际情况，尤其是土壤肥力状况，量田定还。 二是发展秸秆饲料。秸秆作饲料实际上是依托畜牧业发展农村循环经济的重要 一环，秸秆氨化处理是在密闭条件下用尿素或氨液对秸秆进行处理的方法，氨 化处理通过碱化与氨化双重作用提高低质秸秆的营养价值。氨化后的秸秆质地 松软、气味糊香， 改变了秸秆组织结构，提高了消化率，改善了适口性，增加 了采食量，是牛、羊等反刍家畜良好粗饲料。但由于氨有毒，所以在饲喂前应 充分挥发，以免产生毒害作用。三是发展秸秆沼气。利用农作物秸秆直接制备 沼气，或者利用秸秆饲喂畜禽，然后利用畜禽粪污

20、制备沼气，可以缓解一些农 村地区的能源紧张状况。四是发展秸秆食用菌。农作物秸秆是良好的食用菌基 料，搭配必要的培养基就可以生产食用菌，产菌后的剩余物还可以直接用作肥 料。五是发展秸秆发电。农作物秸秆发电既可以缓解农村用电紧张，也可以扩 大农民就业渠道，农作物秸秆是一种很好的清洁可再生能源，还有利于保护生 态和资源。六是发展秸秆建材。将粉碎后的秸秆按一定比例加入粘合剂、阻燃 剂和其他配料，进行机械搅拌、挤压成型、恒温固化，再在其表面化学处理， 可用于制作装饰板材和一次性成型家具。这些装饰板成本低、重量轻、美观大 方。而且秸秆在生产过程中无需进行碱介质软化和热磨处理，与传统工艺木质 人造板相比，节

21、能效果好，因此广受用户欢迎。目前，秸秆在建材领域内的应 用已相当广泛，秸秆消耗量大、产品附加值高，又能节约木材，很有发展前景。 以秸秆为原料制作的板材是一种与传统板材截然不同的新型承载结构用材，可 应用于建筑工程、包装及家具装修等领域。利用该板材为主要结构做成的房屋 系统，具有抗震、阻燃、防腐、防蚁、环保、隔声、灵活等多重特点和优势。 这种新型材料为秸秆替代木材开拓了新路。还有就是通过科技手段，将秸秆制 成颗粒状物质，用做燃料或辅助燃料，密度和热值大幅提高，可用于农村能源， 为城乡提供生活和生产优质燃料，是节省煤、电能源消耗、改善生态环境的一 项重要举措，对实现国民经济可持续发展具有重大意义。

22、 1.4 生物质固化成型燃料 1.4.1 生物质固化成型燃料的特点 第 4 页 共 44 页 生物质固化成型燃料，是指以农作物秸秆、稻壳、树枝等为原料，经粉碎 加压增密成型的固体燃料，其密度为 0.81.4g/，一般热值在 32004500 3 cm 卡之间，灰分为 5%左右，含硫量在 5%以下，是高挥发性的固体燃料，燃烧率 达 95%以上。燃尽的灰粉可做作优质的钾肥直接还田改良土壤。 秸秆燃料的特点：一是环保节能。以农村的玉米秸秆、小麦秸秆、棉秆、 稻草、稻壳、树技、花生壳、玉米芯等废弃物为原料。二是比重大，燃烧时间 长。秸秆经粉碎加工压密成型，密度加大。成型产品的体积相当于原秸秆的 1/3

23、0。大大延长了秸秆燃烧时间，是同重量秸秆的 1015 倍。三是热值高。秸 秆燃料是在高温挤压下，不完全碳化的过程中成型的，成型产品比原秸秆的热 值提高 5001000 卡。四是体积缩小便于燃烧、贮存和运输。五是应用范围广， 可以代替木柴、液化气等。广泛用于生活炉灶、取暖炉、热水锅炉、工业锅炉 等，是国内新型的环保清洁可再生能源。 1.4.2 生物秸秆固化燃料使用设备及发展前景 秸秆燃料成型机是由变速系统、压辊、压块工作部件、进料器、机架等部 件组成的成套设备。目前秸秆燃料成型机种类比较多，其中郑州秸宝机械设备 开发有限公司生产的有 JBM1000 型、1500 型、2000 型系列产品。 从秸

24、秆资源产量看，我国农作物秸秆的年产量达 7 亿吨，且分布范围广。 秸秆经过热压成型达到一定的密度后再燃烧，可提高燃烧温度和热利用率，减 少环境污染，可使秸秆成为高品位的能源产品。秸秆燃料是未来新能源的一个 重要发展方向，由于生物质秸秆燃料具有无染污、可再生等显著特点，用其替 代原煤，对于有效缓解能源紧张、治理有机废弃物污染、保护生态环境，促进 人与自然和 谐发展都具有重要意义。 1.5 我国秸秆能源化利用瓶颈及原因 目前秸秆的能源化利用，无论是液化，气化还是固化成型，基本上都是工 厂化的生产。因此，秸秆收获后都需要将秸秆搬运到工厂。然而，秸秆质地疏 松， 不论何种运输工具都是得不偿失。目前，农

25、作物秸秆综合利用比例相对较 低，未有太大突破，原因就是秸秆的价格还不抵运输成本, 除了厂周围的一些 秸秆外, 大部分被烧掉。从农村现状来看，首先要解决的问题就是如何将秸秆 转化为便于运输，储藏的原料。一个行之有效的方法是，将秸秆就地加工，固 化成型为可以实现长途运输的秸秆颗粒，以解决能源化利用的瓶颈问题。 第 5 页 共 44 页 2. 曲柄压力机的设计计算 2.1 曲柄压力机的工作原理及主要参数 2.1.1 曲柄压力机的构成 1) 工作机构，一般为曲柄滑块机构，由曲柄、连杆、滑块等零件组成。 2) 传动系统，包括齿轮传动、皮带传动等机构。 3) 操作系统，如离合器、制动器。 4) 能源系统，

26、如电动机、飞轮。 5) 支撑部件，如机身。 上述除了的基本部分以外，还有多种辅助系统与装置，如润滑系统、安全 保护装置以及气垫等。 2.1.2 曲柄压力机工作原理 曲柄压力机是以曲柄传动的锻压机械，其工作原理是电动机通过三角带把 运动传给大皮带轮，再经小齿轮，大齿轮，传给曲轴。连杆上端连在曲轴上， 下端与滑块连接，把曲轴的旋转运动变为连杆的上下往复运动。上模装在滑块 上，下模装在垫板上。因此，当材料放在上下模之间时，即能进行冲裁或其他 变形工艺，制成工件。压力机在整个工作周期内进行工艺操作的时间很短，也 就是说，有负荷的工作时间很短，大部分时间为无负荷的空程时间。为了使电 动机的负荷均匀，有效

27、的利用能量，因而装有飞轮。本次曲柄压力机的设计中， 大皮带轮的设计兼有飞轮的作用。 2.1.3 曲柄压力机的主要技术参数 曲柄压力机的主要技术参数是反映一台压力机的工艺能力，所能加工的零 件尺寸范围，以及有关生产率等指标的重要资料。通过查阅相关资料，所成型 的产品棒料直径为 100mm，成型工作压力 68MPa。本次设计的曲柄压力机主 要技术参数如下: 1. 公称压力: ，取KNKNP d pg 9 . 54107 4 100 4 3 22 KNPg100 2滑块行程: 100 mm 3滑块每分次数： 50r/min 4最大装模高度： 180 mm 5装模高度调节量： 50mm 6滑块底面尺寸

28、： 前后 150mm，左右 170mm 7工作台尺寸： 前后 240mm，左右 360mm 第 6 页 共 44 页 2.2 设计方案的确定 2.2.1 传动级数和各速比的分配 压力机的传动级数与电动机的的转速和滑块每分钟的行程次数有关。行程 次数越低，总速比大，传动级数就应多些否则每级的速比过大，结构不紧凑； 行程次数高，总速比小，传动级数可少些，现有压力机传动系统的级数一般不 超过四级。行程次数在 70 次/min 以上的用单级传动，7030 次/min 的用两级 传动，3010 次/min 的用三级传动，10 次/min 以下的用四级传动。 各传动级数的速比分配要恰当。通常三角皮带传动的

29、速比不超过 68，齿 轮传动不超过 79。速比分配时，要保证飞轮有适当的转速，也要注意布置得 尽可能紧凑、美观和长、宽、高尺寸比例适当。 2.2.2 总体设计方案的确定 根据以上设计原理及此次设计原始数据综合考虑，曲柄压力机传动系统选 择 2 级传动，一级带传动，大带轮兼做飞轮用，一级齿轮传动，齿轮悬臂放置， 大带轮兼做飞轮用。总体传动方案如图 1 所示。 图 1 曲柄压力机总体传动方案 曲柄滑块机构根据运动机构的布置特征，一般分为正置、正偏置、负偏置 曲柄滑块机构。这三种不同的结构类型，由于其具有不同的运动速度特征，而 分别应用于不同的压力机中。本次毕业设计的压力机采用负偏置的具有急回特 性

30、的曲柄滑块机构。 2.3 偏置曲柄滑块机构的尺寸参数确定及运动分析 如下图所示，O 点表示曲轴的旋转中心，A 点表示连杆与曲柄的连接点， B 点表示连杆与滑块的连接点，OA 表示曲柄半径 R，AB 表示连杆长度 L。当 OA 以角速度作旋转运动时，B 点则以速度作直线运动。 曲柄与连杆重合的两极限位置，原动件 OA 处于两极限位置之间的夹角 为极位夹角。由相关资料知，行程速度变化系数 K 值优解为 1.0112，对应于 第 7 页 共 44 页 =。 1 在中，-，=-，=，=， 21B OBLOB2R 1 OBLR 21B BHmm100RL 取=，由余弦定理知：1082 . 0 RLRL

31、HRLRL 2 cos 2 22 图 2 负偏置的曲柄滑块简图 图 3 曲柄滑块机构处极限位置计算简图 具有急回特性 下死点 上死点 1 B 2 B 化简得 cos112 22 H L 代入数据 L=460.63 圆整为 460 mm R=49.84 圆整为 50 mm 根据勾股定理： 2 2 2 2 2 RLeHeRL 第 8 页 共 44 页 得 =36.58 圆整为 37 mme 2.4 压力机传动装置的总体设计 2.4.1 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (1) 电动机功率的计算 影响曲柄压力机主传动的电动机功率的因素较多，因而很难精确计算。此 外，电动机功率只能按其系列选用，机器

32、实际采用的电动机功率亦与计算值存 在差异。因此，在工程计算中可以采用更为简便的近似计算方法。 g PKN 1 式中系数，取其值为 0.1 1 K 根据上式，曲柄压力机的电动机功率为： KWKWPKN g 1101 . 0 1 因为两级或两级以上的传动系统采用同步转速为 1500 或 1000r/min 的电动 机，单级传动系统一般采用 1000r/min 的电动机。 由此，查阅机械零件设计手册 ，选择的电动机型号为 Y90S4，额定功 率 1.1KW，满载转速1400r/min。 m n (2) 分配传动装置的传动比 总传动比 28 50 1400 n n i m a 曲柄压力机传动系统选择

33、2 级传动，一级带传动，大带轮兼做飞轮用，一 级齿轮传动，通常三角皮带传动的速比不超过 68，齿轮传动不超过 79。 10i iia 式中分别为带传动和齿轮传动的传动比。 10,i i 查现有通用压力机传动参数，为使带传动外廓尺寸不致过大，取，则齿V4 0 i 轮传动比为： =7 4 28 0 1 i i i a 2.4.2 传动装置的运动和动力参数的计算 1 各轴转速 电动机轴 1400r/min m nn0 传动轴 350r/min 4 1400 0 i n n m i 第 9 页 共 44 页 曲柄轴 50r/min 2 n 2 各轴输入功率 电动机轴输出功率 1.1 KW d P 传动

34、轴 KW=1.01KW92 . 0 1 . 1 1011 dd PPP 曲柄轴 KWKW 97 . 0 98 . 0 01 . 1 3211212 PPP96 . 0 传动轴、曲柄轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率 0.98。 3 各轴输入转矩 电动机轴输出 mNmN n P T m d d 46 . 7 1400 1 . 1 95509550 传动轴 mNmNiTT d 47.2792 . 0 446 . 7 0101 曲柄轴 mNmNiTT78.18297 . 0 98 . 0 747.27 12112 传动轴、曲柄轴输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率 0.98。 表 1 运动和动

35、力参数计算结果 功率 P（KW）扭矩 T（Nm） 轴名 输入输出输入输出 转速 n/min 传动比 i 效率 电动机轴 1.1 7.461400 传动轴1.010.9927.4726.92350 曲柄轴0.960.94182.78179.1250 2.5 压力机主要零部件的设计计算 2.5.1 V 带轮的设计 设计原始数据：电动机额定功率，转速，传动KWP1 . 1 min/1400rn 比，每天工作 8 小时。4 0 i 1 确定计算功率 ca P 查得工作情况系数，故2 . 1 A K KWKWPKP Aca 32 . 1 1 . 12 . 1 2 选择 V 带的带型 根据，查阅资料后，选

36、用 Z 型 ca P n 3 确定带轮的基准直径并验算带速 1d dv 7 4 1 0 i i 95 . 0 92. 0 12 01 第 10 页 共 44 页 1) 初选小带轮的基准直径。取小带轮的基准直径mmdd75 1 2) 验算带速 。v smsm nd v d /50. 5/ 100060 140075 100060 11 因为 5.50m/s20m/s，故而带速合适。 3）计算大带轮的基准直径 取mmmmdid dd 300754 102 mmdd315 2 4. 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 d L 对于 V 带传动，中心距 a 一般可取 hddadd dddd 2121

37、 55 . 0 2 查得 Z 型 V 带的高度 h=6mm，所以，初定中心距 5 . 220780 a a=500mm。 计算带所需要的基准长度 a adL m 2 2 其中 ， 2 21dd m dd d 2 12dd dd 代入数据得 L=1641mm 选带的基准长度 mmLd1600 计算实际中心距 a 2 2 8 4 1 4 m m dL dL a 代入数据 a=482.8mm780mm 中心距的变动范围，即 458.8mm530.8mm d La015 . 0 d La03 . 0 5. 验算小带轮包角 120 2 . 15060 700 85475 18060180 12 1 a

38、dd dd 6. 计算带的根数 Z 由和查表得，mmdd75 1 min/1400rne 单根 V 带所能传递的功率KWP31. 0 0 V 带的根数 第 11 页 共 44 页 L ca kkPP P Z 00 查表知 ；92. 0 k16 . 1 L kKWP03 . 0 0 代入数据 Z=3.64，取 Z=4 根 7 作用在轴上的载荷 张紧力 2 0 5 . 2 500qv k k vZ P F ca 查得 q=0.06Kg/m，代入上式得 NF34.53 0 作用在轴上的载荷 2 sin2 1 0 ZFFQ 代入数据 NFQ4 .412 表 2 v 带设计计算结果 型槽Z 型 带长mm

39、Ld1600 根数4 根 中心距a=482.8mm 小带轮直径mmdd75 1 大带轮直径mmdd315 2 带轮结构形式小带轮采用实心式，大带轮轮辐式 2.5.2 齿轮的设计计算 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）传动方案选用变位直齿圆柱齿轮传动。 2）压力机一般为机床类，速度不高，故选用 7 级精度（GB1009588）。 3）材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 260HB，大齿轮 材料为 45 钢（调质）硬度为 240HB，二者材料硬度差为 20HBS。 4）选小齿轮齿数，则大齿轮齿数13 1 z 91713 112 izz 2 按齿面强度设计 由设计计算公式

40、进行计算 3 2 1 1 12 H HE d t ZZZ u uTK d 第 12 页 共 44 页 确定公式类各计算数字 1) 试选载荷系数 。2 t K 2) 计算小齿轮传递的转矩。 mmNT 4 1 10747 . 2 3) 小齿轮做悬臂布置，选取齿宽系数。3 . 0 d 4） 查得材料的弹性影响系数MPaZE 8 . 189 5） 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限；大齿轮的接MPa H 710 1lim 触疲劳极限MPa H 580 2lim 6） 计算应力循环次数 7 11 1004 . 5 )83001 (35016060 hL tnN 6 7 1 1 2 102 . 7 7 1

41、004 . 5 i N N L L 7） 取接触寿命系数；。2 . 1 1 N Z32 . 1 2 N Z 8) 计算接触疲劳需用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 MPaMPa S ZN H H 852 1 2 . 1710 11lim 1 MPaMPa S ZN H H 6 . 765 1 32 . 1 580 22lim 2 变位系数的选择 取，。3 . 0 1 x3 . 0 2 x 9) 查取节点区域系数 ， 查得0 9113 3 . 03 . 0 21 21 zz xx 05 . 2 H Z 端面重合度 cos 11 2 . 388 . 1 21 zz 代入数据 60 .

42、1 重合度系数 89 . 0 3 60 . 1 4 3 4 Z 第 13 页 共 44 页 计算 1）试算小齿轮分度圆直径 3 2 4 3 2 1 1 1 852 89 . 0 5 . 2 8 . 189 7 17 3 . 0 10747 . 2 2212 H HE d t t ZZZ u uTK d 经计算取 mmd t 85.46 1 2）计算圆周速度 smsm nd v t /86 . 0 / 100060 35085.46 100060 11 3）计算齿宽 mmmmdb td 06.1485.463 . 0 1 4）计算齿宽与齿高之比 模数mmmm z d m t t 6 . 3 13

43、 85.46 1 1 齿高mmmmmh t 1 . 86 . 325 . 2 25 . 2 736 . 1 1 . 8 06.14 h b 5）计算载荷系数 根据，7 级精度查得，smv/86 . 0 03 . 1 v K75 . 1 A K 圆周力 NN d T F t t 68.1172 85.46 2747022 1 1 mNmNmN b FK tA /100/146/ 06.14 68.117275 . 1 查得0 . 1 FH KK bC d b d b BAK tt H 3 2 1 2 1 107 . 61 查得 A=1.11，B=0.16，C=0.47，代入上式14 . 1 H

44、K 由， 查得；故载荷系数736 . 1 h b 14 . 1 H K08 . 1 F K 05 . 2 14 . 1 0 . 103 . 1 75 . 1 HHvA KKKKK 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmmm K K dd t t 24.47 2 05 . 2 85.46 3 3 11 第 14 页 共 44 页 7) 计算模数 mmmm z d m63 . 3 13 24.47 1 1 3. 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 2 YYY z KT m SaFa Fd 确定公式内各计算数值 1） 查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限M

45、Pa F 600 1lim MPa F 450 2lim 2） 查得弯曲最小安全系数25 . 1 min F S 3) 由应力循环次数，查得，弯曲寿命系数 7 1 1004 . 5 L N 6 2 102 . 7 L N ，。95 . 0 1 N Y02 . 1 2 N Y 4） 查得尺寸系数。0 . 1 X Y 5） 许用弯曲应力 MPaMPa S YY F XNF F 456 25 . 1 0 . 195 . 0 600 min 11lim 1 MPaMPa S YY F XNF F 367 25 . 1 0 . 102 . 1 450 min 22lim 2 6） 计算载荷系数 95 .

46、 1 08 . 1 0 . 103 . 1 75 . 1 FFvA KKKKK 7) 查取齿形系数和应力修正系数 按齿数和变位系数，查得，。13 1 z3 . 0 1 x6 . 2 1 Fa Y63 . 1 1 Sa Y 按齿数和变位系数，查得，。91 2 z3 . 0 2 x3 . 2 2 Fa Y7 . 1 2 Sa Y 3- 1 11 10294 . 9 456 63 . 1 6 . 2 F SaFaY Y 3- 2 22 1065.10 367 7 . 13 . 2 F SaFa YY 大齿轮的数值比较大。 重合度系数 72 . 0 75 . 0 25 . 0 Y 第 15 页 共 44 页 mmmmY YY z KT m F SaFa d 53 .