曲柄壓力機的曲柄滑塊工作機構設計1

《曲柄壓力機的曲柄滑塊工作機構設計1》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《曲柄壓力機的曲柄滑塊工作機構設計1（46頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

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。本次設計的為開式固定臺式中型，公稱壓力為1600KN曲柄壓力機。 本設計主要進行該曲柄壓力機曲柄滑塊工作機構的設計。在設計中，首先根據該壓力機要保證的主要技術參數——公稱壓力、滑塊行程等，初步估算曲柄，連桿，滑塊，導軌相關尺寸，然后分別對其進行校核，修正，最終確定各零部件尺寸；進行裝模高度調節(jié)裝置設計，并最終完成該曲柄滑塊工作機構設計。 關鍵字：公稱壓力；曲軸；連桿；導軌；調節(jié)裝置 Abstract Crank press machine widely

2、used in punching, bending, stamping die correction, etc.. The design for a fixed desktop and medium-sized, nominal pressure 1600KN crank press. The design of the division of labor is different, mainly completes the design of slider - crank mechanism of crank press. Designed mainly according to the

3、overall design to determine the main parameters of the press, the nominal pressure, stroke parameters refer to the relevant manual crank connecting rod, a preliminary estimate, slide rail, correlation dimension, and then checking, correcting, ultimately determine the components size, and according t

4、o the requirements to complete the die height adjustment device design. Last write detailed slider crank mechanism design specifications, out major parts diagram. key word：nominal pressure，crankshaft，pitman，rack，regulating block. 目錄 第一章 曲柄壓力機的工作原理及主要參數 1 1.1壓力機技術參數 1 1.

5、2 曲柄壓力機的工作原理. 1 1.3曲柄壓力機工作的特點 2 1.4 曲柄形式 2 1.4.1、曲軸驅動的曲柄滑塊機構 3 1.4.2、偏心軸驅動的曲柄滑塊機構 4 1.4.3、曲拐驅動的曲柄滑塊機構 4 1.5.4、偏心齒輪驅動的曲柄滑塊機構 4 1.4.5各種結構的區(qū)別及最終確定設計設計思路 6 第二章 曲柄滑塊機構的構成及相關分析 7 2.1壓力機曲柄滑塊機構的構成 7 2.2曲柄壓力機滑塊機構的運動規(guī)律分析。 8 2.2.1滑塊的位移和曲柄轉角之間的關系 8 2.2.2滑塊的速度和曲柄轉角的關系 8 2.3曲柄壓力機滑塊機構的受力分析 9 2.3.1忽略

6、摩擦情況下滑塊機構主要構件的力學分析 10 2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機構主要構件的力學分析 11 第三章 裝模高度調節(jié)裝置總體設計 14 3.1裝模高度調節(jié)設計及電動機的選定 14 3.1.1 裝模高度調節(jié)裝置構成及工做原理 14 3.1.2調節(jié)裝置電動機選定 15 第四章 齒輪傳動 18 4.1 齒輪傳動的介紹 18 4.1.1齒輪在應用的過程中對精度有以下的要求 18 4.2 直齒輪傳動 18 4.2.1齒輪參數確定 19 4.2.2．齒輪的尺寸初步計算 19 4.2.3 齒輪的強度校核 20 第五章 曲柄壓力機滑塊機構的設計與計算 23 5.1曲軸的

7、設計與計算 23 5.1.1選定軸的材料 23 5.1.2估算曲軸的相關尺寸 23 5.1.3 設計軸的結構并繪制結構草圖 23 5.1.4 校核軸勁尺寸 23 5.1.5曲軸的危險階面校核 24 5.2連桿和調節(jié)螺桿的設計 26 5.2.1 連桿和調節(jié)螺桿初步確定 26 5.2.2校核調節(jié)螺桿的和連桿尺寸 26 5.4導軌的設計 28 5.5蝸桿蝸輪傳動的計算 30 5.5.1蝸桿傳動的特點 30 5.5.2蝸桿蝸輪的材料 30 5.5.3蝸桿蝸輪尺寸的計算 31 5.5.4 核算蝸輪彎曲應力 32 5.5.5核算蝸桿接觸應力: 33 第六章 軸承的選用及

8、緊固件的選用 35 6.1滑動軸承選用與校核 35 6.1.1連桿大端滑動軸承選用與校核 35 6.1.2曲軸頸上滑動軸承選用與校核 35 6.2 滾動軸承選用與校核 36 6.2.1求比值: 36 6.2.2求相對應軸承軸向載荷的e值與Y值 37 6.3堅固件的選用 37 6.3.1緊固件的選用原則 37 6.3.2螺栓的選用 38 第七章 總裝設計 39 7.1過載保護裝置 39 7.1.1液壓式過載保護裝置 39 7.2潤滑系統(tǒng) 40 參考文獻 41 致謝 42 曲柄壓力機的曲柄滑塊工作機構設計 第一章 曲柄壓力機的工作原理及主要參數 1

9、.1壓力機技術參數 壓力機的主要技術參數能反映出壓力機的工作能力、所能加工工件的尺寸范圍、有關生產率等指標。此次設計的是開式固定臺式中型壓力機，設計的技術參數如下： 公稱力 1600 kN 公稱力行程 6 mm 滑塊行程 140mm 滑塊行程次數 40次/min 最大裝模高度 350 mm 裝模高度調節(jié)量 110 mm 滑塊中心到機身距離 380 mm 工作臺尺寸（前后X左右） 710 X 1120 mm 工作臺板孔尺寸 Φ220 mm 工作臺板厚度 130 mm 滑塊底面尺寸（前后X左右） 420 X 560 mm 模柄孔尺寸（直徑X深度）

10、Φ65 X 90 mm 圖1-1 立柱間距 640 mm 1.2 曲柄壓力機的工作原理. 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

11、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用。 工作原理圖如下圖： 圖1-2 1.3曲柄壓力機工作的特點 剛性傳動，滑塊運動具有強制性質 a. 上下死點、運動速度、閉合高度等固定——便于實現機械化和自動化 b. 定行程設備——自我保護能力差，工作時形成封閉力系 a. 不會造成強烈沖擊和振動 b. 不允許超負荷使用，一個工作循環(huán)中負荷作用時間短，主要靠飛輪釋放能量 a. 工作時尖峰負荷不會對電網造成沖擊 b. 不能夠超能量使用 1.4 曲柄形式 曲軸驅動的曲柄滑塊機構 偏心軸驅動

12、的曲柄滑塊機構 曲拐驅動的曲柄滑塊機構 偏心齒輪驅動的曲柄滑塊機構 圖1-3 1 —支承頸; 2— 曲柄臂; 3—曲柄頸; 4 —連桿; 5—曲拐頸; 6 —心軸; 7—偏心齒輪 1.4.1、曲軸驅動的曲柄滑塊機構 工作原理：曲軸旋轉時，連桿作擺動和上、下運動，使滑塊在導軌中作上、下往復直線運動。 特點：曲軸雙端支承，受力好；滑塊行程較大，行程不可調。大型曲軸鍛造困難，受彎、扭作用，制造要求高。 適用范圍：主要用于較大行程的中小型壓力機上。 圖1-4 JC23-63壓力機的曲柄滑塊機構

13、結構圖 1、打料橫梁 2、滑塊 3、壓塌塊 4、支承座 5、蓋板 6、調節(jié)螺桿 7、連桿體 8、軸瓦 9、曲軸 10、鎖緊螺釘 11、鎖緊塊 12、模具夾持塊 1.4.2、偏心軸驅動的曲柄滑塊機構 工作原理：當偏心軸轉動時，曲軸頸的外圓中心以偏心軸中心為圓心做圓周運動，帶動連桿、滑塊運動。 特點：曲軸頸短而粗，支座間距小，結構緊湊，剛性好。但偏心部分直徑大，摩擦損耗多，制造比較困難。 適用范圍：主要用于行程小壓力機上。 1.4.3、曲拐驅動的曲柄滑塊機構 工作原理：當曲拐軸轉動時，偏心套的外圓中心以曲拐軸的中心為圓心做圓周運動，帶動連桿、滑塊運動。 特點：

14、曲拐軸單端支承，受力條件差；滑塊行程可調（偏心套或曲拐軸頸端面有刻度）。便于調節(jié)行程且結構簡單，但曲柄懸伸剛度差。 適用范圍：主要用于中、小型壓力機上 圖1-5 JB21-100壓力機的曲柄滑塊機構結構圖 1、滑塊 2、調節(jié)螺桿 3、連桿體 4、壓板 5、曲拐軸 6、偏心套 1.5.4、偏心齒輪驅動的曲柄滑塊機構 工作原理：偏心齒輪在芯軸上旋轉時，其偏心頸就相當于曲柄在旋轉，從而帶動連桿使滑塊上下運動。 特點：偏心齒輪芯軸雙端支承，受力好；偏心齒輪只傳遞扭矩，彎矩由芯軸承受；受力情況比曲軸好，芯軸剛度大

15、。結構相對復雜，但鑄造比曲軸鍛造容易解決。 適用范圍：常用于大中型壓力機上。 圖1-6J31 - 315 壓力機曲柄滑塊機構結構示意圖 1. 連桿體; 2. 調節(jié)螺桿; 3. 滑塊; 4. 撥塊; 5. 蝸輪; 6. 保護裝置; 7. 偏心齒輪; 8. 心軸; 9 . 電動機; 10. 蝸桿 圖1-7 用偏心套調節(jié)行程示意圖 O--主軸中心 A--偏心軸銷中心 M--偏心套外圓中心 1.4.5各種結構的區(qū)別及最終確定設計設計思路 ① 曲軸式壓力機行程不可調； ② 偏心 軸式、偏心齒輪式和曲拐式壓力機的行程可設計成可調節(jié)結構； ③ 設備總體結構曲拐式更美

16、觀。 經過上面的分析，我選擇設計成曲折開式固定壓力機壓力機。 第二章 曲柄滑塊機構的構成及相關分析 2.1壓力機曲柄滑塊機構的構成 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運動,因此,需要一套機構,將旋轉運動變?yōu)橹本€往復運動。下圖中的結構就是完成這部分工作的重要部分曲柄滑塊機構。 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

17、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，（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運動轉變?yōu)榛瑝K的直線往復運動。 2.2曲柄壓力機滑塊機構的運動規(guī)律分析。 本次設計壓力機工作機構采用是曲柄滑塊機構, A點表示連桿與曲軸的連結點,B點表示連桿與滑塊連接點,AB表示連桿長度. 滑塊的位移

18、為s。a為曲柄的轉角。習慣上有曲柄最底位置（相當于滑塊在下死點處），沿曲柄旋轉的相反方向計算。 其運動簡圖如下圖所示., 2.2.1滑塊的位移和曲柄轉角之間的關系 滑塊的位移和曲柄轉角之間的關系表達為 而 令 則 而 所以 圖2-2 代入整理得: 代表連桿系數。通用壓力機一般在0.1~0.2范圍內.故上式整理后得: 式子中 s——滑塊行程.(從下死點算起)

19、 a——曲柄轉角, 從下死點算起,與曲柄旋轉方向相反者為正. R——曲柄半徑 ——連桿系數 L——連桿長度(當可調時取最短時數值) 因此,已知曲柄半徑R和連桿系數時,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角的關系 求出滑塊的位移與曲軸轉角的關系后,將位移s對時間t求導數就可求得到滑塊的速度v.即: 而 所以 式中 v———滑塊速度

20、———曲柄的角速度 又因為 所以 式中 n———曲柄的每分鐘轉數 從上式可看出,滑塊的速度V是隨曲柄轉角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=之間時，V的變化很小,而數值最大.因此常常近似取曲柄轉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 Vmax=0.105nR(sin90+ λ/2 Xsin180) =0.105X40X70 =294mm/s 2.3曲柄壓力機滑塊機構的受力分析 判斷曲

21、柄壓力機滑塊機構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的主要構件進行力學分析。 2.3.1忽略摩擦情況下滑塊機構主要構件的力學分析 圖2=3 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P1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，

22、，負荷達到公稱壓力時的曲柄轉角僅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值,即p1=1600KN=1600000N R=70mm 可查表2-2得 因此在不考慮摩擦時齒輪傳動的扭矩為: M0=p1R(sinθ+λ/2sinθ) M0=1600000X0.07X0.4751 M0=52311N

23、 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主要構件的力學分析 曲柄滑塊機構的摩擦主要發(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,與摩擦系數的乘積,摩擦力的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.

24、 2）. 曲軸支承勁與軸承之間的摩擦.軸旋轉時,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: 根據能量守恒的原理,曲軸所需增加扭矩在單位時間內所做的功。等于克服各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

25、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，經整理后得由于摩擦使曲軸所增加的扭矩為： 現以所設計的曲柄壓力機的曲柄滑塊機構為例,來分析上式中方括號內的值.有該曲柄壓力機的參數如下: da=250mm R=70mm 代入式子中求得方括號內的值,即的值如下: 684.9 681.61 679.95 673.90 661.30 649.40 從以上可以看出, 的值隨曲柄轉角而變化,

26、但變化較小,在近似計算中,可以將看作不隨變化的常數,并取其相當于=時的值.因此,上式可簡化為 已知 da=250mm 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; ——曲柄的轉角; ——連桿系數; ——摩擦系數,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 圖2-4 ————坯料抵抗變形的反作用力. 第三章 裝模高度調節(jié)裝置總體設計 3.1裝模高度調節(jié)設計及

27、電動機的選定 3.1.1 裝模高度調節(jié)裝置構成及工做原理 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正整, 曲柄壓力機的連桿及封閉高度應是能調的.本壓力機采用的電動機驅動的一級傳動機構來代替人力,調節(jié)螺桿螺紋來調節(jié)連桿的長度,達到調節(jié)裝模高度目的.其傳動采用蝸桿蝸輪.如下圖所示： 圖3-1 有上圖可知連桿不是整體的,而是有連桿體和調節(jié)螺桿所組成.調節(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.為了有效的防止調節(jié)螺桿的松動,在蝸桿軸上安裝了一套放松裝置.該裝置的結構和工作原理如下:大圓錐齒輪的內孔空套在蝸桿軸上,其輪轂右端面銑有牙齒,并與空套

28、在蝸桿軸上的軸套左端面相配. 調節(jié)電動機經過蝸桿蝸輪,帶動調節(jié)螺桿旋轉,從而改變連桿的長度和調節(jié)封閉高度.連桿上段和調節(jié)螺桿之間的螺紋連接依靠傳動中的摩擦阻力來防止松動.調節(jié)螺桿上端還裝有撞桿,當螺桿調節(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,調節(jié)電動機自行停車,這時只有按下使調節(jié)螺桿向另一方向旋轉的按扭,調節(jié)電動機才能啟動,用以防止調節(jié)電動機過載或避免調節(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,確定本曲柄壓力機高度調節(jié)裝置的相關參數如下: 電動機 P=1.5千瓦 n=750r/min 傳動級數 1級

29、 總傳動比i=54 3.1.2調節(jié)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，否則，電動機就會損

30、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的飛輪，加速飛輪使其達到額定轉速，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。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，歸結為如

31、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，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，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—一個工作周期內壓力機所消耗的能量（公斤米）； E‘—工作行程時消耗的能量；

32、 E‘‘—非工作行程時消耗的能量； t—一個工作周期的時間。 因此， (千瓦) K的數值隨壓力機的具體情況而定，一般K在1.15～1.6范圍內 2. 封閉高度調節(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，表示功率1千瓦相當102kg

33、m/s。電動機通過傳動系統(tǒng)提升滑塊時，每秒中內所做的有用功為 N‘=Gv 式中 G—滑塊部件重量 v—滑塊的調節(jié)速度（m/s） 3封閉高度調節(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)調節(jié)螺桿傳動效率η2。 3)調節(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，封閉高度調節(jié)裝置傳動系統(tǒng)的機械效率為：

34、 多數曲柄壓力機封閉高度調節(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。電動機的同步轉速根據傳動級數和傳動類型而定，在實際生產過程中，為了減少曲軸壓力機的零件品種和規(guī)格，實現部件通用化，常常將噸位接近的曲柄壓力機采用相同的調節(jié)電動機，傳動系統(tǒng)的某些零件亦相互通用。 第四章 齒輪傳動 4.1 齒輪傳動的介紹 由于齒輪傳動能傳遞較大的扭矩，又具有結構緊湊、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

35、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： 1） 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。 2） 要的傳動平穩(wěn)性。齒輪在傳動過程中產生的噪音和振動要在允許范圍之內，不能過大。 4.1.1齒輪在應用的過程中對精度有以下的要求 1） 動精度 為了準確的傳遞運動，要求主動齒輪轉過一個角度，從動齒輪按傳動比關系準確的轉過相應的角度，但由于制造的誤差，使從動齒輪不能按傳動比關系準確地轉過相應的角度。但為了滿足使用要求，規(guī)定齒輪一轉的過程中回轉角誤差絕對值的

36、最大值不超過一定限度。 2） 工作平穩(wěn)性精度 為了減小齒輪傳動的躁聲和振動，必須將齒輪在一轉中的瞬時傳動比的變化限制在一定的范圍之內，也就是要求齒輪每轉中回轉角誤差多次反復變化的數值小。 3） 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。 4） 齒側間隙 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，必須對齒輪的運動精度、工作平穩(wěn)性、接觸精度和齒輪側隙有一定的要求，但這

37、，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。 4.2 直齒輪傳動 根據總體的設計方案，曲柄滑快機構的里是有齒輪傳入的。由于傳遞的力較大，結合已有的設計方案，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。 4.2.1齒輪參數確定 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方案如下： 方案一 齒輪摸數m=12mm, 標準直齒輪為不發(fā)生根切， 小齒輪齒數,那么大齒輪齒數為： . . 方案二 齒輪摸數m=12mm，采用變位齒輪。 由于采用了變位齒輪，可

38、不考慮根切，這時可暫定小齒輪齒數，那么大齒輪齒數為： 從以上兩種齒輪的參數比較可知，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)機構尺寸減小，相應減輕機器的重量和節(jié)約材料。結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。相關參數如下： 模數 m 12 壓力角 a 變位系數 齒數 4.2.2．齒輪的尺寸初步計算 有以上數據根

39、據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 4.2.3 齒輪的強度校核 有總體設計的計算知大齒輪承受的扭距為M2=515000千克*厘米，變位系數為

40、-0.4，轉速為n=40r/min；加工精度為八級?，F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。 1） 確定載荷集中系數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。 2） 確定動載荷系數 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 3） 確定大小齒輪的齒形系數和。 因為是閉式傳動，大齒輪的齒數為，變位系數，又因為小齒輪齒數,變位系數所以查《機械設計》齒輪設計部分相關圖表取得：

41、 4） 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(調質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.現將計算校核后的齒輪繪圖如下： 圖4-1 第五章 曲柄壓力機滑塊

42、機構的設計與計算 5.1曲軸的設計與計算 5.1.1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質處理。鍛造比取為3。根據《曲柄壓力機》內設計步驟,經驗公式先初步決定曲軸的相關尺寸。 5.1.2估算曲軸的相關尺寸

43、 5.1.3 設計軸的結構并繪制結構草圖 中型壓力機多采用雙邊傳動,以減小扭距,和傳動齒輪摸數.中型壓力機壓力角=,為了保證曲柄強度,圓整為500mm 5.1.4 校核軸勁尺寸 有 = 故重新圓整后取 =250mm 由式得 出 由 根據通用壓力機一般取植范圍在0.1～0.3之間.由總體結構設計,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 圓整后=180mm.這與

44、最初的估計植相同,不需更改計算結果.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5-1 5.1.5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5-2 圖5-3 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,材料能滿足要求。 5.2連桿和調節(jié)螺桿的設計 參考同類型的曲

45、柄壓力機調節(jié)螺桿的設計常用材料,查閱相關資料,初定材料為QT45-5. 根據機器結構設計,本壓力機采用連桿銷傳力的調節(jié)螺桿. 5.2.1 連桿和調節(jié)螺桿初步確定 1）調節(jié)螺桿的具體尺寸根據手冊經驗公式,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,內徑為268mm.有調節(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的壓力機連桿尺寸確定.詳細如圖所示 5.2.2校核調節(jié)螺桿的和連桿尺

46、寸 1）有以上計算知螺桿內孔直徑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）對于調節(jié)螺桿上的銷孔 已知 調節(jié)調節(jié)螺桿材料用QT45-45 [P]=125Mmpa 故合

47、乎要求。 4）校核調節(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節(jié)螺桿尺寸合適,材料能滿足要求.其零件圖如下所示 圖5-4 圖5-5 5.4導軌的設計 常見的曲柄壓力機的導軌有兩種基本類型,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. 滑塊的工作要求：滑塊的導向面必須與底

48、平面垂直. 滑塊的高度要足夠高.滑塊還應有足夠的強度。 導軌和滑塊的導向面應保持一定的間隙，導向間隙必須可調。 導軌與滑塊應有適當的間隙,間隙小,導向準確,但過小,則會出現發(fā)熱、拉毛和燒黑現象,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.下圖是滑塊的典型形式 圖5-6 滑塊導向部分的形狀如下圖，單陵式應用較廣，其中V形用于小型開式壓力機，鋸齒形用于中型以上壓力機 滑塊導向長度分為長導和短導向兩種，下表所例為開式壓力機滑塊導向長度和滑塊，導軌主要尺寸，可供設計參考。增加滑塊導向長

49、度，有利于提高其導向精度，加長導向長度已是世界各國共同的趨勢。目前普通開式壓力機滑塊導向長度和滑塊寬度之比L1：L2為1.2-1.7，對于長導向的滑塊L1：L2為2.5-3.2 圖5-7 表5-1 滑塊低面要固定下模?；瑝K底面開T形槽，滑塊下部開安裝上模模柄的孔，一般為圓形?；瑝K的材料，常用的是HT20-40，球墨鑄鐵，ZG35鑄鐵，也可用A0鋼板焊接，為了提高滑塊的耐磨性，導向面上還要鑲上一層酚醛壓布板。 導軌 導軌的形式如下圖所示， 導軌的材料用HT15-32，導軌的數據：行程160，導軌長L0=770，導向長L1=938,前后L2

50、=375，左右L3=630 ,L1/S=5.86,L2/L3=1.49,L0/L1=0.821. 圖5-8 5.5蝸桿蝸輪傳動的計算 5.5.1蝸桿傳動的特點 封閉高度的調節(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. 5.5.2蝸桿蝸輪的材料 高速重載的蝸桿,用20號鋼或20Cr鋼,并經滲碳淬火制成,也可用45號鋼經淬火,HRC=45～50.由于本蝸桿工作在低速輕載

51、的場合,選用45號鋼調質處理.HB=217～255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,且不經常使用,蝸輪的體積又較大,因此采用灰鑄鐵HT20-40材料制成. 5.5.3蝸桿蝸輪尺寸的計算 已知 蝸桿軸向模數 蝸桿特性系數 蝸桿頭數 蝸輪齒數 蝸桿分度圓柱上的螺旋升角 蝸桿

52、蝸輪分度圓直徑 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 現取蝸輪外徑 蝸桿螺旋部分長度 現取L=100mm 蝸輪輪緣寬度B 由于結構原因現有所加大 取B=160mm 中心距的計算 蝸桿軸向

53、齒距 蝸桿導程 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: 5.5.4 核算蝸輪彎曲應力 由公式 式中 K——載荷系數,一般 K=1.1～1.4 ——蝸輪所需傳遞的扭矩 ——蝸輪齒數 m——模數 q——蝸桿特性系數 ——變位系數; ——蝸輪包角 ——蝸輪的齒形系數,根據當量齒數查表的 ——蝸輪的許用彎曲應力 取

54、 因為=2000N*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. 5.5.5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,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,一般取 K=1.1～1.4 ——蝸輪所

55、需傳遞的扭矩 ——蝸輪齒數 m——模數 q——蝸桿特性系數 ——變位系數; ——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:

56、 圖4-2 圖4-3 第六章 軸承的選用及緊固件的選用 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.調節(jié)裝置軸采用選用滾動軸承. 6.1滑動軸承選用與校核 6.1.1連桿大端滑動軸承選用與校核 初步擬訂軸承的尺寸如下： =250mm L=270mm H =6mm B=10mm 根據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，

57、現對所選材料校核。 根據曲軸的轉速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6-1 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。 6.1.2曲軸頸上滑動軸承選用與校核 已知軸瓦的內徑為d=200mm,軸瓦的工作長度L=270mm,曲軸轉速為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. 1. 核算比壓 所

58、以有公式 2 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6-2 6.2 滾動軸承選用與校核 本滾動軸承是用于調節(jié)裝置,不經常使用,且受力較小,故選用普通深溝球軸承即可滿足需要.有軸承徑向載荷Fa =2700N,Fr=5500N,軸承轉速為500r/min,裝軸承處的軸頸可在30～40mm,范圍內選擇,運轉時有輕微沖擊,預期壽命為L’h=5000h.

59、 6.2.1求比值: 有公式 根據手冊查表,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.現暫選一近似中間值,取Y=1.5.則: 2）根據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的軸承為6307型.此軸承的基本額定靜載荷C0=38000N.驗算如下: 6.2.2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

60、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。 6.3堅固件的選用 標準緊固件共分十二大類，選用時按緊固件的使用場合和其使用功能進行確定。 6.3.1緊固件的選用原則 ①從加工、裝配的工作效率考慮，在同一機械或工程內，應盡量減少使用緊固件的品種； ②從經濟考慮，應優(yōu)先選用商品緊固件品種。 ③ 根據緊固件預期的使用要求，按型式、機械性能、精度和螺紋等方面確定選用品種。 6.3.2

61、螺栓的選用 螺栓的品種很多，有六角頭和方頭之分。六角頭螺栓應用最普通，按制造精度和產品質量分為A、B、C等產品等級，以A和B級應用最多，并且主要用于重要的、裝配精度高以及受較大沖擊、振動或變載荷的地方。六角頭螺栓按其頭部支承面積大小及安裝位置尺寸，可分為六角頭與大六角頭兩種；頭部或螺桿有帶孔的品種供需要鎖緊時采用。方頭螺栓的方頭有較大的尺寸和受力表面，便于扳手口卡住或靠住其他零件起止轉作用，常用在比較粗糙的結構上，有時也用于T型槽中，便于螺栓在槽中松動調整位置。見GB8、GB5780～5790等。 本次設計選鉸制孔用螺栓4個，使用時將螺栓緊密鑲入鉸制孔內，以防止工件錯位，配套的螺母墊圈各選

62、4個。 圖6.3 第七章 總裝設計 7.1過載保護裝置 壓力機在工作時，由于模具調整不當或者重疊沖壓發(fā)生過載現象，這種過載現象可能使壓力機損壞，如連桿螺紋破壞、 螺桿彎曲或斷裂，甚至機身變形和斷裂。為了防止過載，壓力機上設有過載保護裝置。 7.1.1液壓式過載保護裝置 Ja31 - 160 型開式四點壓力機的液壓保護裝置，該壓力機每個液壓墊都設有卸荷閥，其中一個液壓墊還設有限位開關。工作時，高壓液壓泵 2 打出的高壓油，流經單向閥、 卸荷閥 5 進入液壓墊 6 的液壓缸。為使液壓墊內的連桿支承座抬起，當壓力機在公稱壓力下工作時，液壓墊中的油壓使卸

63、荷閥中的單向閥關閉，但進油端的油壓及彈簧的作用力之和大于輸出端的總壓力，因此壓力機可以正常工作。當壓力機超載時，液壓墊中的油壓升高，致使卸荷閥輸出端的總壓力大于進油端的總壓力，迫 使閥芯動作，使液壓墊中的油排回油箱，壓力機迅速卸載。當卸荷閥閥芯移動時，閥芯上的斜面螺母觸動限位開關，限位開關迫使液壓泵電動機的電源和離合器的控制線路切斷，液壓泵停止供油，壓力機也緊急停車。待消除過載后，卸荷閥復位，液壓泵再次向液壓墊供油，壓力機隨即又可重新工作。溢流閥調整不當或失靈將引起液壓泵壓力過高或過低，影響壓力機的正常工作。如壓力調得過高，當壓力機過載時卸荷閥將打不開，

64、 圖8-1 壓力機有發(fā)生破壞的危險。若壓力調得過低，當壓力機工作壓力較低時，卸荷閥即打開，壓力機則達不到公稱壓力為了避免上述兩種情況，設有壓力繼電器 9，用來控制過高或過低的油源壓力。為了測量壓力機工作時所受到的實際作用力，在滑塊液壓墊管路中接有壓力表 8， 根據需要，可將壓力表開關 7 打開，即可從表中得到讀數值。在一般情況下壓力表開關為關閉。上述液壓保護裝置是靠高壓液壓泵供油，溢流閥經常開啟，所以不僅無故消耗電能，而且泵閥容易損壞，故有時采用氣動液壓泵來代替高壓液壓泵。液壓式過載保護裝置的優(yōu)點是保護精度高，超載解除后能自動恢復保護功能，而且可以將保護壓力調節(jié)得低于公稱壓

65、力。 7.2潤滑系統(tǒng) 壓力機所有有相對運動的部分必須進行潤滑，以減少機器零件的磨損，提高機器的使用壽命，保持正常的工作精度，降低能量消耗和維修費用按油品的種類分為稠油潤滑和稀油潤滑。通用壓力機一般采用的潤滑介質有稀油和稠油兩種。稀油用 GB443 - 84中的 N15、 N32、 N46、 N68、 N100、 N150 六個代號的機械油；稠油用鈣基潤滑脂即 GB491 - 65 中的 ZG - 1、 ZG - 2 和 ZG - 3 三個代號和鈉基潤滑油即 GB492 - 77 中的 ZN - 2和ZN - 3 兩個代號。鈣基潤滑脂外觀呈淡黃色到褐色，而鈉基潤滑脂外觀呈深黃色到暗褐色。二硫

66、化鉬作為潤滑介質的應用愈來愈多。在 N68 號機械油中加入 25%的二硫化鉬粉劑，均勻混合后便成為二硫化鉬油劑；若在鈣基潤滑脂或鈉基潤滑脂中加入 3%～5%的二硫化鉬粉劑，均勻調制后成的二硫化鉬油劑，該潤滑脂外觀呈灰色。機械油潤滑的優(yōu)點是：內摩擦系數小，可用其潤滑高速運動的運動副；流動性好，易進入各潤滑點；若用在循環(huán)潤滑系統(tǒng)中，冷卻作用好，還可以將運動副內的金屬微塵及雜質帶走。機械油在運動副內產生的油膜承壓低，容易外流，對周圍環(huán)境造成污染。機械油潤滑系統(tǒng)對密封要求高。采用鈣基或鈉基潤滑脂潤滑時，可以克服機械油潤滑的缺點，但由于其流動性差，內摩擦系數大，故不宜在高速運動的運動副內使用，也不便實現循環(huán)潤滑。二硫化鉬潤滑介質的最大特點是：二硫化鉬與金屬的親合能力強； 摩擦系數小，μ= 0.04～0.09，而且摩擦系數隨運動速度及負荷的增大而減??；二硫化鉬的化學穩(wěn)定性好，只有強酸、 強堿、 強氧化劑才可以使其氧化；抗壓性能好，可減少運動副的磨損和噪音。按供油方式分為分散潤滑和集中潤滑。分散潤滑是將油品注入旋蓋油杯或用油槍注入各潤滑點。中、 小型壓力機通常采用稀油分散潤滑。集中潤滑是