曲柄壓力機曲柄滑塊機構(gòu)的設計畢業(yè)論文

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1、 摘 要：曲柄壓力機廣泛應用于沖裁，彎曲，校正，模具沖壓等工作。本次設計的為單點閉式中型，公稱壓力為160噸曲柄壓力機。 此次設計由于分工不同，主要完成的是曲柄壓力機曲柄滑塊機構(gòu)的設計。在設計中主要是根據(jù)總體設計確定的壓力機主要參數(shù)，公稱壓力，滑塊行程等參數(shù)參考相關手冊初步估算曲柄，連桿，滑塊，導軌相關尺寸，然后分別校核，修正，最終確定各零部件尺寸，并根據(jù)要求完成裝模高度調(diào)節(jié)裝置設計。最后寫出詳盡曲柄滑塊機構(gòu)設計說明書，繪出主要零件圖。 關鍵字：公稱壓力，曲軸，連桿，導軌，調(diào)節(jié)裝置。Abstract：It was crank press slider crank mechanism

2、design that crank press extensive use to blanking，bent，adjustment，mould stamping quiescent. This degree rated for single-point closed type mesotype skill pressure for 160 ton crank press. This degree design owing to division of labour differ. Mostly finished at design suffer primarily as per overa

3、ll design final contractor major parameter，nominal pressure，slide stroke is isoparametric reference correlation manual general estimate winch，pitman，slipper rack correlation size，then parting check，amend，ultimately ascertain each spare size，combine or finish fit design up with. be the last written

4、out at large slider crank mechanism design specifications，out major parts chart to. key word：nominal pressure，crankshaft，pitman，rack，regulating block. 目 錄 目 錄 - 3 - 前言 - 5 - 1.1 曲柄壓力機的構(gòu)成及工作原理 - 6 - 1.1.1曲柄壓力機一般有工作部分構(gòu)成 - 6 - 1.1.2曲柄壓力機工作原理 - 6 - 1.2 曲柄壓力機的主要技術參數(shù)和型號 - 7 - 1.2.1 曲柄壓力機的主要技術參數(shù)

5、- 7 - 2 曲柄滑塊機構(gòu)的構(gòu)成及相關分析 - 9 - 2．1 壓力機曲柄滑塊機構(gòu)的構(gòu)成 - 9 - 2.2 曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的運動規(guī)律分析 - 10 - 2.2.1滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關系 - 10 - 2.2.2滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關系 - 11 - 2.3曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的受力分析 - 14 - 2.3.1忽略摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學分析 - 14 - 2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學分析 - 15 - 3齒輪傳動 - 20 - 3.1 齒輪傳動的介紹 - 20 - 3.1.1齒輪在應用的過程中對精度有以下的要求 - 20 -

6、 3.2 直齒輪傳動 - 21 - 3.2.1齒輪參數(shù)確定 - 21 - 3.2.2 齒輪的尺寸初步計算 - 22 - 3.2.3 齒輪的強度校核 - 23 - 3.3圓錐齒輪的設計與計算 - 26 - 3.3.1幾何參數(shù)的計算 - 26 - 3.3.2 核算彎曲應力 - 28 - 3.4蝸桿蝸輪傳動的計算 - 29 - 3.4.1蝸桿傳動的特點 - 29 - 3.4.2蝸桿蝸輪的材料 - 30 - 3.4.3蝸桿蝸輪尺寸的計算 - 30 - 3.4.4 核算蝸輪彎曲應力 - 32 - 3.4.5核算蝸桿接觸應力: - 33 - 4 曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的設計與計算

7、- 36 - 4.1曲軸的設計與計算 - 36 - 4.1.1選定軸的材料 - 36 - 4.1.2估算曲軸的相關尺寸 - 36 - 4.1.3 設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖 - 36 - 4.1.4 校核軸勁尺寸 - 36 - 4.1.5曲軸的危險階面校核 - 38 - 4.2連桿和調(diào)節(jié)螺桿的設計 - 41 - 4.2.1 連桿和調(diào)節(jié)螺桿初步確定 - 41 - 4.2.2校核調(diào)節(jié)螺桿的和連桿尺寸 - 41 - 4.3 導軌的設計與計算 - 44 - 4.4 裝模高度調(diào)節(jié)裝置總體設計 - 47 - 4.4.1 裝模高度調(diào)節(jié)裝置構(gòu)成及工做原理 - 47 - 4.4.

8、2調(diào)節(jié)裝置電動機選定 - 49 - 5軸承的選用 - 53 - 5.1滑動軸承選用與校核 - 53 - 5.1.1連桿大端滑動軸承選用與校核 - 53 - 5.1.2曲軸頸上滑動軸承選用與校核 - 54 - 5.2 滾動軸承選用與校核 - 55 - 5.2.1求比值: - 55 - 5.2.2求相對應軸承軸向載荷的e值與Y值 - 55 - 前言 制造業(yè)是一個國家經(jīng)濟發(fā)展的重要支柱，其發(fā)展水平標志著該國家的經(jīng)濟實力、科技水平和國防實力。壓力機是機械制造業(yè)的基礎設備。隨著社會需求和科學技術的發(fā)展，對機床設計要求越來越高。尤其是模具制造的飛速出現(xiàn)，使機床向高速、精確，智能化的方向

9、發(fā)展。因此，對壓力機的精度和生產(chǎn)率等各方面的要求也就越來越高。 本次設計是結(jié)合中型壓力機的工作實際，對JB31-160型曲柄壓力機進行改造性設計。由于傳統(tǒng)JB31-160型曲柄壓力壓力機，存在滑塊運動精度底，裝模高度調(diào)節(jié)麻煩，滑塊行程量小等缺點，嚴重影響了生產(chǎn)效率。本次設計鑒于以上缺點對其進行了如下改正：1改進部件結(jié)構(gòu)設計，采用新型材料。例如離合器部件，盡量減小其從動慣量，采用新興摩擦材料。2調(diào)節(jié)裝置方面，采用二級的錐齒——蝸桿蝸輪調(diào)節(jié)，節(jié)省了工人勞動量，又提高了精度。3采用了曲軸代替同類型的偏心軸，用變位齒輪代替普通齒輪，這樣就減小了機身的高度，更方便按裝。 壓力機是沖壓模具制造的常用設

10、備，而提高沖壓模具坯料精度，提高生產(chǎn)率，提高使用壽命，減少勞動勞動量的有效方法，此外，還要考慮到人機結(jié)合的合理性，使機床更人性化，便于工人的操作，減輕勞動強度和增加安全性。 曲柄壓力機的工作原理及主要參數(shù) 1.1 曲柄壓力機的構(gòu)成及工作原理 1.1.1曲柄壓力機一般有工作部分構(gòu)成 1) 工作機構(gòu)，一般為曲柄滑塊機構(gòu)，由曲柄、連桿、滑塊等零件 成。 2) 傳動系統(tǒng)，包括齒輪傳動、皮帶傳動等機構(gòu)。 3) 操作系統(tǒng)，如離合器、制動器。 4) 能源系統(tǒng)，如電動機、飛輪。 5) 支撐部件，如機身。 上述除了的基本部分以外，還有多種輔助系統(tǒng)與裝置，如潤滑系統(tǒng)、安全保護裝置以及氣墊等。

11、 1.1.2曲柄壓力機工作原理 曲柄壓力機是以曲柄傳動的鍛壓機械，其工作原理是電動機通過三角帶把運動傳給大皮帶輪，再經(jīng)小齒輪，大齒輪，傳給曲軸。連桿上端連在曲軸上，下端與滑塊連接，把曲軸的旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)檫B桿的上下往復運動。上模裝在滑塊上，下模裝在墊板上。因此，當材料放在上下模之間時，及能進行沖裁或其他變形工藝，制成工件。由于工藝的需要，滑塊有時運動，有時停止，所以裝有離合器和制動器。壓力機在整個工作周期內(nèi)進行工藝操作的時間很短，也就是說，有負荷的工作時間很短，大部分時間為無負荷的空程時間。為了使電動機的負荷均勻，有效的利用能量，因而裝有飛輪。本次曲柄壓力機的設計中,大皮帶輪的設計兼有飛輪的作

12、用。 工作原理圖如下圖： 圖1-1 名字 1.2 曲柄壓力機的主要技術參數(shù)和型號 1.2.1 曲柄壓力機的主要技術參數(shù) 曲柄壓力機的主要技術參數(shù)是反映一臺壓力機的工藝能力,所能加工的零件尺寸范圍,以及有關生產(chǎn)率等指標的重要資料.本次設計的曲柄壓力機主要技術參數(shù)如下： 1.公稱壓力： 160 噸 2.滑塊行程： 200 mm 3.滑塊每分次數(shù)： 32r/min 4.最大裝模高度：

13、 450 mm 5.裝模高度調(diào)節(jié)量： 200 mm 6.導軌間距離： 880 mm 7.滑塊底面尺寸： 700 mm 8.工作臺尺寸： 800 mm 1.2.2曲柄壓力機的型號 曲柄壓力機的型號用漢語拼音字母和數(shù)字表示，例如J A 3 1 —160 型曲柄壓力機型號的意義是： J A 3 1 —160 型 J—機械壓力機（第一類鍛壓機） A—次要參數(shù)與基本型號不同的第一變型 3—第三列 閉式單點壓

14、力機 1—第一組 160—公稱壓力（10千牛） 2 曲柄滑塊機構(gòu)的構(gòu)成及相關分析 2．1 壓力機曲柄滑塊機構(gòu)的構(gòu)成 由于壓力機要求滑塊作往復直線運動,而為動力的電動機卻是作旋轉(zhuǎn)運動,因此,需要一套機構(gòu),將旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)橹本€往復運動。下圖中的結(jié)構(gòu)就是完成這部分工作的重要部分曲柄滑塊機構(gòu)。 圖2-1 由本圖知采用一套曲柄連桿，它對滑塊只有一個加力點，因此常稱做單點式曲柄壓力機，這是中小型壓力機廣泛采用的形式。當工作臺左右較寬時，也常采用兩套曲柄連桿，這時它們對滑塊有兩個加力點，叫雙點壓力機，對于

15、左右前后都較寬的壓力機也可采用四套曲柄連桿，相應的滑塊有四個加力點。 曲軸中心到曲柄頸中心的距離，這個距離通常叫做曲柄半徑，它是曲柄壓力機的一個重要參數(shù)，（有關曲軸的部分第四章詳述）。有時小型壓力機，可能用偏心軸代替曲軸，同樣偏心軸也可以將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榛瑝K的直線往復運動。 2.2 曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的運動規(guī)律分析 本次設計壓力機工作機構(gòu)采用是曲柄滑塊機構(gòu), A點表示連桿與曲軸的連結(jié)點,B點表示連桿與滑塊連接點,AB表示連桿長度. 滑塊的位移為s。a為曲柄的轉(zhuǎn)角。習慣上有曲柄最底位置（相當于滑塊在下死點處），沿曲柄旋轉(zhuǎn)的相反方向計算。 其運動簡圖如下圖所示.,

16、 圖2-2 2.2.1滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關系 滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關系表達為 而 令 則 而 所以 代入整理得: 代表連桿系數(shù)。通用壓力機一般在0.1~0.2范圍內(nèi).故上式整理后得: 式子中 s——滑塊行程.(從下死點算起) a——曲柄轉(zhuǎn)角, 從下死點算起,與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反者為正. R——曲柄半徑 ——連桿系數(shù) L——連桿長度(當可

17、調(diào)時取最短時數(shù)值) 因此,已知曲柄半徑R和連桿系數(shù)時,便可從上式中求出對應于的不同a角的s值.有余玄定理知 2.2.2滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關系 求出滑塊的位移與曲軸轉(zhuǎn)角的關系后,將位移s對時間t求導數(shù)就可求得到滑塊的速度v.即: 而 所以 式中 v———滑塊速度 ———曲柄的角速度 又因為 所以 式中 n———曲柄的每分鐘轉(zhuǎn)數(shù) 從上式可看出,滑塊的速度V是隨曲柄轉(zhuǎn)角a角度變化的。在a=0時 V=0 , a角增大時V隨之顯著增大；但在a=之間

18、時，V的變化很小,而數(shù)值最大.因此常常近似取曲柄轉(zhuǎn)角的滑塊的速度當作最大速度。用表示 即 上面公式表明，滑塊的最大速度與曲柄的轉(zhuǎn)速n，曲柄半徑R成正比，n越高，R越大，滑塊的最大速度Vmax也越大。 本壓力機滑塊的最大速度  2.3曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的受力分析 判斷曲柄壓力機滑塊機構(gòu)能不能滿足加工需要除了它的運動規(guī)律是否符合要求外，還有很重要的一點就是要校核它的強度。而進行強度校核之前必須首先正確的將曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的主要構(gòu)件進行力學分析。 2.3.1忽略摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學分析 忽略摩擦和零件本身重量時滑塊的受力情況如圖2-3所示。其中P

19、1料抵抗變形的反作用力，N導軌對滑塊的約束反力，Pab對滑塊的約束反力，這三個力交于B，組成一個平衡的匯交力系。 根據(jù)力的平衡原理，從力三角形中可以求得P1、N、Pab之間關系如下： 有上式知 當時，取到最大值 一般曲柄壓力機，，負荷達到公稱壓力時的曲柄轉(zhuǎn)角僅30度左右。因此可近似認為： 上面兩式便成為： 例如求公稱壓力角時,曲軸上齒輪傳遞的扭矩 因為在時,滑塊能承受的最大負荷是160噸,所以坯料抵抗變形的反作用力也允許達到這個數(shù)值,即

20、 可查表2-2得 因此在不考慮摩擦時齒輪傳動的扭矩為: 上面,我們在分析連桿、滑塊受力和曲軸所需傳遞的扭矩的過程中,都沒考慮各活動部位的摩擦.這種處理問題的方法,對于分析連桿和滑塊受力,來說,誤差很小.且簡化了計算公式,完全可應用.但是,在計算曲軸所需傳遞的扭矩時,不考慮摩擦的影響,卻會帶來較大的誤差,因此計算時,應考濾由于摩擦所增加的扭矩. 2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學分析 曲柄滑塊機構(gòu)的摩擦主要發(fā)生在四處: 1）.滑塊導向面與導軌之間的摩擦.如下圖所示,摩擦力的大小等于滑塊對導軌的正壓力,與摩擦系數(shù)的乘積,摩擦力的

21、方向與滑塊的運動方向相反.工作行程時,滑塊向下運動,導軌對滑塊的摩擦力朝上,形成對滑塊運動的阻力. 2）. 曲軸支承勁與軸承之間的摩擦.軸旋轉(zhuǎn)時,軸承對軸勁的摩擦力分布在軸勁工作面上,這些摩擦力對軸頸中心O形成與軸旋轉(zhuǎn)方向相反的阻力矩.它可近似的按下式計算: 由于小齒輪的作用力遠小于,所以可以認為兩個支反力的和 于是上式可變?yōu)? 3）曲軸頸與連桿大端軸承之間的摩擦,它和上一種摩擦相同,也形成阻力矩,且可按下式計算: 4）連桿銷與連桿小端軸承能夠之間的摩擦.它也形成阻力矩: 根據(jù)能量守恒的原理,曲軸所需增加扭矩在單位時間內(nèi)所做的功。等于克服各

22、處磨擦所消耗的功率。即： 式中：—曲柄的角速度； —滑塊的速度； —曲柄和連桿的相對角速度， —連桿的擺動角速度， 所以可以求得的絕對值為： 而 將上式代入，并取=1，經(jīng)整理后得由于摩擦使曲軸所增加的扭矩為： 現(xiàn)以所設計的曲柄壓力機的曲柄滑塊機構(gòu)為例,來分析上式中方括號內(nèi)的值.有該曲柄壓力機的參數(shù)如下: R=80mm 代入式子中求得方括號內(nèi)的值,即的值如下: 684.9 681.61 679.95 673.9

23、0 661.30 649.40 從以上可以看出, 的值隨曲柄轉(zhuǎn)角而變化,但變化較小,在近似計算中,可以將看作不隨變化的常數(shù),并取其相當于=時的值.因此,上式可簡化為 已知 與不記摩擦的扭矩比較, 最后的到考慮摩擦后曲軸所需傳遞的扭矩: 以上式子中: R——曲柄半徑; ——曲柄的轉(zhuǎn)角; ——連桿系數(shù); ——摩擦系數(shù),一般取0.05 ——曲軸支承頸的直徑 ———曲軸頸的直徑 —————連桿銷的直徑 ————坯料抵抗變形的反作用力. 3齒輪傳動 3.1 齒輪傳動的介紹 由于齒

24、輪傳動能傳遞較大的扭矩，又具有結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠和壽命較長等優(yōu)點，因此齒輪得到了廣泛的應用，齒輪傳動一般會遇到：齒面磨損、牙齒折斷、倒牙、齒面麻點和振動、噪音等。根據(jù)這些情況，對于曲柄壓力機的齒輪傳動提出下面兩點基本要求： 夠的承載能力。要盡可能縮小齒輪的尺寸，采用常用的材料，又要保證能承受外載荷的作用，并且有足夠的壽命。 要的傳動平穩(wěn)性。齒輪在傳動過程中產(chǎn)生的噪音和振動要在允許范圍之內(nèi)，不能過大。 3.1.1齒輪在應用的過程中對精度有以下的要求 動精度 為了準確的傳遞運動，要求主動齒輪轉(zhuǎn)過一個角度，從動齒輪按傳動比關系準確的轉(zhuǎn)過相應的角度，但由于制造的誤差，使從動齒輪不能按傳動比關

25、系準確地轉(zhuǎn)過相應的角度。但為了滿足使用要求，規(guī)定齒輪一轉(zhuǎn)的過程中回轉(zhuǎn)角誤差絕對值的最大值不超過一定限度。 工作平穩(wěn)性精度 為了減小齒輪傳動的躁聲和振動，必須將齒輪在一轉(zhuǎn)中的瞬時傳動比的變化限制在一定的范圍之內(nèi)，也就是要求齒輪每轉(zhuǎn)中回轉(zhuǎn)角誤差多次反復變化的數(shù)值小。 接觸精度 在齒輪的使用過程中要使齒輪的齒面有足夠的接觸面積，不可是齒輪局部接觸。 齒側(cè)間隙 互相嚙合的一對牙齒，在非工作面沿齒廓法線方向留有一定的間隙Cn,這是為了避免安裝、制造不準確，以及工作時溫度變化和彈性變化而造成牙齒卡住，同時還可以利用它儲存潤滑油，改善齒面的摩擦條件。 總之，為了保證齒輪傳動有良好的性能，必須對

26、齒輪的運動精度、工作平穩(wěn)性、接觸精度和齒輪側(cè)隙有一定的要求，但這，四方面的要求也不能夠平均對待，具體工作條件不同，每個方面的要求也不一樣。 3.2 直齒輪傳動 根據(jù)總體的設計方案，曲柄滑快機構(gòu)的里是有齒輪傳入的。由于傳遞的力較大，結(jié)合已有的設計方案，確定本傳動采用雙邊齒輪傳動。為了達到傳動平穩(wěn)和足夠承載能力。本設計采用的是直齒圓柱齒輪。 3.2.1齒輪參數(shù)確定 參考同類型的曲柄壓力機的傳動齒輪設計。有傳動比i為6.47初步確定齒輪的相關參數(shù)方案如下： 方案一 齒輪摸數(shù)m=12mm, 標準直齒輪為不發(fā)生根切， 小齒輪齒數(shù),那么大齒輪齒數(shù)為： . . 方案二

27、齒輪摸數(shù)m=12mm，采用變位齒輪。 由于采用了變位齒輪，可不考慮根切，這時可暫定小齒輪齒數(shù)，那么大齒輪齒數(shù)為： 從以上兩種齒輪的參數(shù)比較可知，諾用直齒圓拄標準齒輪比變位齒輪中心距增加了90毫米，分度圓增加了156毫米。為了傳動系統(tǒng)機構(gòu)尺寸減小，相應減輕機器的重量和節(jié)約材料。結(jié)合近年來曲柄壓力機和其它這種設備中變位齒輪的廣泛應用，本次設計曲柄壓力機采用變位直齒圓柱輪傳動。相關參數(shù)如下： 模數(shù) m 12 壓力角 a 變位系數(shù) 齒數(shù)

28、 3.2.2 齒輪的尺寸初步計算 有以上數(shù)據(jù)根據(jù)齒輪設計時的相關尺寸計算公式，計算齒輪的相關尺寸如下： 分度圓直徑 D=mz 齒頂圓直徑 . 齒根圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 3.2.3 齒輪的強度校核 有總體設計的計

29、算知大齒輪承受的扭距為M2=515000千克*厘米，變位系數(shù)為-0.4，轉(zhuǎn)速為n=32r/min；加工精度為八級?，F(xiàn)按照彎曲強度計算方法檢驗所設計的齒輪是否恰當。并確定齒輪的材料和熱處理方式。 確定載荷集中系數(shù)k。 因為齒寬與小齒輪節(jié)圓直徑的比值： 齒輪位于兩軸承之間并對稱布置。軸的剛度較好，大齒輪的齒面不準備火（即硬度HBS<350）。 查《機械設計》齒輪設計部分表得出K=1.05。 確定動載荷系數(shù) 因為大齒輪是精度八級的直齒圓柱齒輪，所以查《機械設計》齒輪設計部分表得出 確定大小齒輪的齒形系數(shù)和。 因為是閉式傳動，大齒輪的齒數(shù)為，變位系數(shù)，又因為小齒輪齒數(shù),變位系數(shù)

30、所以查《機械設計》齒輪設計部分相關圖表取得： 計算大齒輪的齒根處的最大彎曲應力δ1和δ2。 對于大齒輪 對于小齒輪 5）根據(jù)工廠的實際條件并參照齒輪的許用應力值（表3-23）選定大、小齒輪的材料和熱處理方式。為了保證牙齒不會因彎曲疲勞而折斷，齒輪的允許彎曲應力不應小于齒根處的最大彎曲應力.所以大齒輪需要用ZG35(正火)或ZG45(正火),小齒輪需用鍛鋼45或40Cr(調(diào)質(zhì)且最好進行高頻淬火)制成. 6）有以上計算知所設計的齒輪合適:用的材料能滿足要求.現(xiàn)將計算校核后的齒輪繪圖如下： 圖3-1 3.3圓錐齒輪的設計與計算

31、 由于圓錐齒輪用于兩相交軸之間的傳動，因此本次設計的圓錐齒輪主要用于裝模高度調(diào)節(jié)裝置的輸入級，這樣利于傳動的平穩(wěn)性和功率的傳遞。 3.3.1幾何參數(shù)的計算 直齒圓錐齒輪的齒廓參數(shù)以大端為標準，所以，需要把當量齒輪的參數(shù)用大端的參數(shù)來表示。 查閱相關手冊，參考設計經(jīng)驗，確定錐齒輪齒數(shù)及相關參數(shù)如下： 大端模數(shù)m 小齒輪圓錐角 . . 分度圓直徑 齒頂高（大端） 齒

32、根高（大端） 齒全高（大端） 齒頂圓直徑 節(jié)錐長 齒頂角 齒根角 當量齒數(shù) 齒寬系數(shù) 平均直徑 平均

33、模數(shù) 3.3.2 核算彎曲應力 由公式: 式中——載荷集中系數(shù) ——動載荷系數(shù) M——齒輪所傳遞的扭矩 ——齒寬系數(shù), m——大端模數(shù) ——齒輪材料的許用彎曲疲勞應力 ——齒形系數(shù) 有上面的計算結(jié)果知齒數(shù)和齒輪所傳遞的扭矩,查機械傳動與曲柄壓力機圖3-50、3-53知齒形系數(shù): =0.37 查機械傳動與曲柄壓力機圖3-55知載荷集中系數(shù)為1.33 查機械傳動與曲柄壓力機圖3-22動載荷系數(shù)為1.5 =

34、 有以上計算知所設計的齒輪合適:用的材料能滿足要求.現(xiàn)將計算校核后的齒輪繪圖如下 3.4蝸桿蝸輪傳動的計算 3.4.1蝸桿傳動的特點 封閉高度的調(diào)節(jié)裝置的低速級傳動,采用的是蝸桿傳動.它具有以下優(yōu)點:1工作平穩(wěn).蝸桿傳動有蝸桿蝸輪組成,它們的軸線在空間垂直.蝸輪象個斜齒輪,但它的齒根和齒頂做成凹弧形的,使齒包著蝸桿,增加接觸面積.2傳動比大.3自鎖性好. 3.4.2蝸桿蝸輪的材料 高速重載的蝸桿,用20號鋼或20Cr鋼,并經(jīng)滲碳淬火制成,也可用45號鋼經(jīng)淬火,HRC=45～50.由于本蝸桿工作在低速輕載的場合,選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理.HB=217～2

35、55制成. 因為蝸桿傳動中齒面間相對滑動速度較大,所以膠合和磨損問題比較突出.首先要求蝸桿蝸輪的材料配合有良好的減摩性,不易產(chǎn)生膠合,其次才是強度方面的要求.考慮到本蝸桿蝸輪用在低速端,且不經(jīng)常使用,蝸輪的體積又較大,因此采用灰鑄鐵HT20-40材料制成. 3.4.3蝸桿蝸輪尺寸的計算 已知 蝸桿軸向模數(shù) 蝸桿特性系數(shù) 蝸桿頭數(shù) 蝸輪齒數(shù) 蝸桿分度圓柱上的螺旋升角 蝸桿蝸輪分度圓直徑

36、 蝸桿蝸輪節(jié)圓直徑 蝸桿蝸輪齒頂圓直徑 蝸桿蝸輪齒根圓直徑 蝸輪外徑的計算 現(xiàn)取蝸輪外徑 蝸桿螺旋部分長度 現(xiàn)取L=100mm 蝸輪輪緣寬度B 由于結(jié)構(gòu)原因現(xiàn)有所加大 取B=160mm 中心距的計算 蝸桿軸向齒距 蝸桿導程

37、 蝸桿軸向壓力角 蝸桿蝸輪齒頂高 蝸桿蝸輪齒根高 蝸桿蝸輪齒全高 蝸桿傳動的強度計算: 3.4.4 核算蝸輪彎曲應力 由公式 式中 K——載荷系數(shù),一般 K=1.1～1.4 ——蝸輪所需傳遞的扭矩 ——蝸輪齒數(shù) m——模數(shù) q——蝸桿特性系數(shù) ——變位系數(shù); ——蝸輪包角 ——蝸輪的齒形系數(shù),根據(jù)當量齒數(shù)查表的 ——蝸輪的許用彎曲應力 取 因為=2000N*

38、m , 查圖的 所以 蝸輪材料采用HT20—40 查《機械傳動動與曲柄壓力機》表3-45,由于封閉高度調(diào)節(jié)裝置只是短時工作,且考慮到平衡器的作用,蝸輪實際傳遞的扭矩遠小于2000N*m,屬于非滿載工作,因此蝸輪仍可用. 3.4.5核算蝸桿接觸應力: 有蝸桿接觸應力計算公式如下 式中——常數(shù),當蝸桿材料為鋼,蝸輪材料為銅時, =14850; 當蝸桿材料為鋼,蝸輪材料為鑄鐵時, =17000 ——蝸輪的許用接觸應力 K——載荷系數(shù),一般取 K=1.1～1.4 ——蝸輪所需傳遞的扭矩 ——蝸輪

39、齒數(shù) m——模數(shù) q——蝸桿特性系數(shù) ——變位系數(shù); ——蝸輪包角 蝸桿材料為20Cr鋼滲碳淬火. 所以 因為 查表3-46得長期滿載工作的許用接觸應力.由于本裝置非常期滿載工作,所以仍可用. 蝸桿蝸輪的圖分別如下圖3-3和圖3-4所示: 圖3-3

40、 圖3-4 4 曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的設計與計算 4.1曲軸的設計與計算 4.1.1選定軸的材料 曲軸為壓力機的重要零件，受力復雜,故制造條件要求較高,查閱相關手冊,參考同類型的曲柄壓力機曲軸常用材料,暫定為45鋼鍛造而成，曲軸在粗加工后進行調(diào)質(zhì)處理。鍛造比取為3。根據(jù)《曲柄壓力機》內(nèi)設計步驟,經(jīng)驗公式先初步?jīng)Q定曲軸的相關尺寸。 4.1.2估算曲軸的相關尺寸

41、 4.1.3 設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖 中型壓力機多采用雙邊傳動,以減小扭距,和傳動齒輪摸數(shù).中型壓力機壓力角=,為了保證曲柄強度,圓整為500mm 4.1.4 校核軸勁尺寸 有 = 故重新圓整后取 =250mm 由式得 出 由 根據(jù)通用壓力機一般取植范圍在0.1～0.3之間.由總體結(jié)構(gòu)設計,初步選取=0.12 由 當=a= 時,查表得 為連桿銷直徑,由公式 圓整后取=110mm又有 計算

42、 圓整后取=180mm.這與最初的估計植相同,不需更改計算結(jié)果.有以上計算,考慮曲軸上零件的裝配,和軸承的選用,確定曲軸的形狀如下圖所示： 圖4-1 4.1.5曲軸的危險階面校核 曲軸的變形及載荷分布如下圖所示: 圖4-2 圖4-3 由于采用雙邊傳動,因此B--B截面扭距為連桿所傳遞的扭距的一半,曲軸A—A截面扭距等于零. 在B—B截面 在A—A截面 有以上的計算可知所設計的曲軸尺寸合適

43、,材料能滿足要求。 4.2連桿和調(diào)節(jié)螺桿的設計 參考同類型的曲柄壓力機調(diào)節(jié)螺桿的設計常用材料,查閱相關資料,初定材料為QT45-5. 根據(jù)機器結(jié)構(gòu)設計,本壓力機采用連桿銷傳力的調(diào)節(jié)螺桿. 4.2.1 連桿和調(diào)節(jié)螺桿初步確定 1）調(diào)節(jié)螺桿的具體尺寸根據(jù)手冊經(jīng)驗公式,初步估算如下: 2）連桿尺寸的初步確定; 有前面算得連桿總長為L=840mm,有曲軸的尺寸確定連桿與曲軸相接處的大端寬為B=252,內(nèi)徑為268mm.有調(diào)節(jié)螺桿的初步尺寸,確定小端的厚為200mm,中心孔直徑為108mm.壁厚為40～60mm.其余次要尺寸參考同類型

44、的壓力機連桿尺寸確定.詳細如圖所示 4.2.2校核調(diào)節(jié)螺桿的和連桿尺寸 1）有以上計算知螺桿內(nèi)孔直徑d2 =87mm 螺桿直徑d0=173mm 選用的材料[]=1200故合適。 2）校核連桿大小端支撐的壓強 大端的支撐壓強： 已知 大端軸瓦材料為鉛青銅zcupb630 P=25MPa合乎要求。 小支撐的壓強： 有 3）對于調(diào)節(jié)螺桿上的銷孔 已知 調(diào)

45、節(jié)調(diào)節(jié)螺桿材料用QT45-45 [P]=125Mmpa 故合乎要求。 4）校核調(diào)節(jié)螺桿螺紋的強度 螺距 又已知H=190mm 則 []=55Mpa> 故所確定的連桿及調(diào)節(jié)螺桿尺寸合適,材料能滿足要求.其零件圖如下所示 圖4-4 圖4-5 4.3 導軌的設計與計算 常見的曲柄壓力機的導

46、軌有兩種基本類型,即V形左右對稱布置的導軌和四角布置的導軌,前者主要用于開式壓力機,后者用于中型和大型壓力機. 導軌與滑塊應有適當?shù)拈g隙,間隙小,導向準確,但過小,則會出現(xiàn)發(fā)熱、拉毛和燒黑現(xiàn)象,造成導軌與滑塊接觸面迅速磨損. 導軌與滑塊的間隙大小隨壓力機形式和導軌間距離而異,通用壓力機導軌與滑塊的間隙一般在0.04～0.25mm之間. 本次設計的曲柄壓力機為了使滑塊在適當?shù)拈g隙內(nèi)運動,把滑塊與導軌的間隙做成可調(diào)節(jié)的.如下圖所示: . 圖4-6 四角布置的導軌.共有四個導向面.左面的兩個導向面為固定的平面,右面兩個導向面為可調(diào)節(jié)的45度斜面.在右邊兩個導軌上各有三組螺栓,內(nèi)

47、側(cè)面裝有固定導軌的螺栓;導軌外部裝有另外兩組螺栓,一組擰入機身的螺紋孔內(nèi),另一組擰入導軌的螺紋孔內(nèi),用來前后移動導軌,以便調(diào)節(jié)間隙. 參考同類型的壓力機導軌尺寸的計算方法及公式,確定斜導軌的結(jié)構(gòu)尺寸如下: 有總體設計知導軌長度L=950mm.則 圓整后取 a=40mm 圓整后取 a=40mm 圓整后取 c=10mm 圓整后取 d=20mm 圓整后取 e=60mm 圓整后取 f=400mm 圓整后取 g=285mm

48、 圓整后取 h=70mm 有以上計算尺寸,繪制出導軌的零件圖如下: 圖4-7 4.4 裝模高度調(diào)節(jié)裝置總體設計 4.4.1 裝模高度調(diào)節(jié)裝置構(gòu)成及工做原理 為了使壓力機適應于不同高度的模具,和便于模具的安裝和調(diào)正整, 曲柄壓力機的連桿及封閉高度應是能調(diào)的.本壓力機采用的電動機驅(qū)動的二級傳動機構(gòu)來代替人力,調(diào)節(jié)螺桿螺紋來調(diào)節(jié)連桿的長度,達到調(diào)節(jié)裝模高度目的.其傳動第一級采用圓錐齒輪,第二級采用蝸桿蝸輪.如下圖所示： 圖4-8

49、有上圖可知連桿不是整體的,而是有連桿體和調(diào)節(jié)螺桿所組成.調(diào)節(jié)螺桿下部與滑塊相聯(lián)接.連桿替上部的軸瓦與曲軸相聯(lián)結(jié).為了有效的防止調(diào)節(jié)螺桿的松動,在蝸桿軸上安裝了一套放松裝置.該裝置的結(jié)構(gòu)和工作原理如下:大圓錐齒輪的內(nèi)孔空套在蝸桿軸上,其輪轂右端面銑有牙齒,并與空套在蝸桿軸上的軸套左端面相配. 調(diào)節(jié)電動機經(jīng)過二級錐齒輪和蝸桿蝸輪,帶動調(diào)節(jié)螺桿旋轉(zhuǎn),從而改變連桿的長度和調(diào)節(jié)封閉高度.連桿上段和調(diào)節(jié)螺桿之間的螺紋連接依靠兩極傳動中的摩擦阻力來防止松動.調(diào)節(jié)螺桿上端還裝有撞桿,當螺桿調(diào)節(jié)到上或下極限位置時,撞桿分別與安裝在連桿上段的兩個行程開關相碰,調(diào)節(jié)電動機自行停車,這時只有按下使調(diào)節(jié)螺桿向另一方向

50、旋轉(zhuǎn)的按扭,調(diào)節(jié)電動機才能啟動,用以防止調(diào)節(jié)電動機過載或避免調(diào)節(jié)螺桿旋出過長. 查《機械傳動與曲柄壓力機》表6-6,參考其設計參數(shù),確定本曲柄壓力機高度調(diào)節(jié)裝置的相關參數(shù)如下: 電動機 P=1.5千瓦 n=750r/min 傳動級數(shù) 2級 總傳動比i=137 低速級蝸桿蝸輪傳動: 傳動比 模數(shù)m=6 高速級錐齒輪傳動: : 傳動比 模數(shù)m=3 4.4.2調(diào)節(jié)

51、裝置電動機選定 1電動機功率計算原理 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)中裝有飛輪之后，電動機的負載平穩(wěn)許多，但仍是有變化的，所以確定電動機的功率也要注意一些問題，通常如下確定電動機： 1)電動機的過載條件。沖壓工件時電動機扭矩上升，如果超過它的最大容許扭矩，電動機就可能停下，著就是過載條件的限制。 2)電動機發(fā)熱條件。沖壓工件時電動機的負載增加，電流上升，電動機的損耗變?yōu)闊崮?，使其溫度上升，沖壓過后，負載變小，相應的轉(zhuǎn)化為熱能的耗損也減小。電動機運行一段時間后，電動機的溫度達到一穩(wěn)定狀態(tài)。電動機的溫升應在允許的范圍之內(nèi)，否則，電動機就會損壞，這是工作時發(fā)熱條件的限制。 此外，有由于曲柄壓力機有較大

52、的飛輪，加速飛輪使其達到額定轉(zhuǎn)速，需要一定的功率，如電動機的額定功率不足，就會引起電動機的啟動電流過大和啟動時間過長，使電動機溫升過高而損壞，所以還應核算啟動時間，視其是否在允許范圍之內(nèi)。這就是啟動時發(fā)熱條件的限制。 在通常情況下，沖壓作用時間很短，短時過載還不致使電動機停下來，因此，一般按工作時發(fā)熱條件來解決電動機功率。 曲柄壓力機主傳動電動機的負載雖然是不均勻的，但是從發(fā)熱條件來看，可以折合成某一恒定的功率N，如果所選用的電動機的額定功率大于或等于N，那么從發(fā)熱條件看是能夠滿足要求的。因此帶飛輪傳動的電動機功率計算，歸結(jié)為如何確定折合功率N。 當電動機的負載波動較小，飛輪的能量較大時

53、，這時折合功率N，接近于壓力機一個周期的平均功率Nm。當電動機的負載波動較大，飛輪的能量較小時，這時的折合功率N與平均功率Nm差距較大。折合功率N與平均功率Nm的關系可用下式表示： N=KNm 式中 K—折合功率N與平均功率Nm的比值，K>1。 平均功率Nm為壓力機一個工作周期內(nèi)，電動機所做的功初以工作周期的時間；在此期間壓力機所消耗的能量就等于電動機所做的功。 式中 E—一個工作周期內(nèi)壓力機所消耗的能量（公斤米）； E‘—工作行程時消耗的能量； E‘‘—非工作行程時消耗的能量； t—一

54、個工作周期的時間。 因此， (千瓦) K的數(shù)值隨壓力機的具體情況而定，一般K在1.15～1.6范圍內(nèi) 2. 封閉高度調(diào)節(jié)裝置電動機功率的計算方法 在穩(wěn)定負載下，電動機在單位時間內(nèi)所做的有用功，除以傳動系統(tǒng)的效率，便是電動機所需的功率。寫成公式為： (千瓦) 式中 N—電動機所需的功率（千瓦） N‘—電動機每分鐘所做的有用功； η—傳動系統(tǒng)的機械效率； 上式中102是單位換算常數(shù)，表示功率1千瓦相當102kgm/s。電動機通過傳動系統(tǒng)提升滑塊時，每秒中內(nèi)所做的有用功為

55、 N‘=Gv 式中 G—滑塊部件重量 v—滑塊的調(diào)節(jié)速度（m/s） 3封閉高度調(diào)節(jié)裝置傳動系統(tǒng)的機械效率 傳動系統(tǒng)的機械效率主要包括： 1)導軌與滑塊相對滑動的效率η1。 2)調(diào)節(jié)螺桿傳動效率η2。 3)調(diào)節(jié)螺母與套筒端面之間相對滑動的效率η3。 4)皮帶、齒輪傳動效率η4。 除了以上幾方面的摩擦損失之外，軸承處還有摩擦損失，但因調(diào)節(jié)裝置多采用滾動軸承，效率較高，所以可忽律。因此，封閉高度調(diào)節(jié)裝置傳動系統(tǒng)的機械效率為： （10-3） 多數(shù)曲柄壓力機封閉高度調(diào)

56、節(jié)裝置傳動系統(tǒng)的機械效率在0.02～0.03之間。 4 電動機功率計算 將式N‘=Gv代入式中，得： 調(diào)節(jié)電動機可采用一般封閉式鼠籠型電動機。電動機的同步轉(zhuǎn)速根據(jù)傳動級數(shù)和傳動類型而定，在實際生產(chǎn)過程中，為了減少曲軸壓力機的零件品種和規(guī)格，實現(xiàn)部件通用化，常常將噸位接近的曲柄壓力機采用相同的調(diào)節(jié)電動機，傳動系統(tǒng)的某些零件亦相互通用。  5軸承的選用 由于曲軸受沖擊較大,參考同類型壓力機, 連桿與曲軸接觸, 曲軸頸與箱體接觸處采用滑動軸承.調(diào)節(jié)裝置軸采用選用滾動軸承. 5.1滑動軸承選用與校核 5.1.1連桿大端滑動軸承選用與校核 初步擬訂軸承的尺寸如下： =250

57、mm L=270mm H =6mm B=10mm 根據(jù)曲軸上滑動軸承的工作條件，承受的載核較大，查手冊選用鉛青銅Zcupb30材料較符合要求，為滿足要求，現(xiàn)對所選材料校核。 根據(jù)曲軸的轉(zhuǎn)速n=32r/min軸勁 Mpa 由以上計算知，此軸承的材料。及尺寸合適，形狀如圖5-1所示： 圖5-1 選擇軸承的配合，參考手冊，選用H7/e6為軸承的配合。按此配合確定軸勁和軸瓦的加工偏差標注在繪制的零件圖上。 5.1.2曲軸頸上滑動軸承選用與校核

58、 已知軸瓦的內(nèi)徑為d=200mm,軸瓦的工作長度L=270mm,曲軸轉(zhuǎn)速為32r/min,軸瓦初定材料為鉛青銅Zcupb30.查軸承選用手冊暫定選YD4/180型. 核算比壓 所以有公式 核算pv 核算表明最初所確定的軸承材料是合適的,所選的型號能滿足要求.圖型如下圖5-2所示: 圖5-2 5.2 滾動軸承選用與校核 本滾動軸承是用于調(diào)節(jié)裝置,不經(jīng)常使用,且受力較小,故選用普通深

59、溝球軸承即可滿足需要.有軸承徑向載荷Fa =2700N,Fr=5500N,軸承轉(zhuǎn)速為500r/min,裝軸承處的軸頸可在30～40mm,范圍內(nèi)選擇,運轉(zhuǎn)時有輕微沖擊,預期壽命為L’h=5000h. 5.2.1求比值: 有公式 根據(jù)手冊查表,深溝球軸承的最大e值為0.44,故此時 1）初步計算當量動載荷p, 根據(jù)式查表的fp=1.0～1.2,在此取為fp=1.2 查表的X=0.56,Y值需要在已知型號和基本靜載荷C0后才能求出.現(xiàn)暫選一近似中間值,取Y=1.5.則: 2）根據(jù)公式求軸承的基本額定動載荷值 3）按照軸承的選用手冊選擇C=45460N的軸承

60、為6307型.此軸承的基本額定靜載荷C0=38000N.驗算如下: 5.2.2求相對應軸承軸向載荷的e值與Y值 1）查手冊,知深溝球軸承f0=14.7,則相對應軸向載荷為 在此間對應的e值為0.28～0.30,Y值為1.55～1.45. 2)用線性插值法求Y值. 故X=0.56 Y=1.55 3)求當量動載荷P 4)驗算6307軸承的壽命 故所選用的6307軸承合 參考文獻 西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著。濮良貴 紀名剛主編 機械零件（第七版）高等教育出版社 2001 機械工業(yè)出版社 機床設計

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