曲柄壓力機曲柄滑塊工作機構(gòu)設(shè)計【含CAD圖紙全套+畢業(yè)答辯論文】

購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 摘 要 曲柄壓力機廣泛應(yīng)用于沖裁，彎曲，校正，模具沖壓等工作。本次設(shè)計的為單點閉式中型，公稱壓力為 160 噸曲柄壓力機。 此次設(shè)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(shè)計。在設(shè)計中主要是根據(jù)總體設(shè)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(guān)手冊初步估算曲柄，連桿，滑塊，導(dǎo)軌相關(guān)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(shè)計。最后寫出詳盡曲柄滑塊機構(gòu)設(shè)計說明書，繪出主要零件圖。 關(guān)鍵字： 公稱壓力，曲軸，連桿，導(dǎo)軌，調(diào)節(jié)裝置。 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 t to 60 to of at as is or up be at 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 目錄 前 言 . 1 曲柄壓力機 構(gòu) 成及工作原理和相關(guān)參數(shù) 柄壓力機 構(gòu) 成及工作原理 . 柄壓力機一般有工作部分構(gòu)成 柄壓力機的主要技術(shù)參數(shù) . 柄壓力機的主要技 術(shù)參數(shù) 柄壓力機的型號介紹 2 曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的運動分析與受力分析 力機曲柄滑塊機構(gòu)的構(gòu)成 柄壓力機滑塊機構(gòu)的運動規(guī)律分析 塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系 . 塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系 . 柄壓力機滑塊機構(gòu)的受力分析 略 摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學分析 慮摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學分析 3 齒輪傳動 輪傳動的介紹 . 輪在應(yīng)用的過程中對精度要求 . 齒輪傳動 . 輪參數(shù)確定 輪的尺寸初步計算 輪的強度校核 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 齒輪傳動 的計算 . 算彎曲應(yīng)力 . 桿蝸輪傳動 . . . 核蝸輪蝸桿 . 4 曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的設(shè)計與計算。 柄壓力機滑塊機構(gòu)的構(gòu)成 定軸的材料 算曲軸的相關(guān)尺寸 計軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖 校核軸勁尺寸 軸的危險階面校核 軸設(shè)計與計算 連桿和調(diào)節(jié)螺桿初步確定 桿設(shè)計與計算 軌的設(shè)計與計算 . 度調(diào)節(jié)裝置的設(shè)計 5 軸承的選用 動軸承的選用 . 桿大端滑動軸承選用與校核 軸頸上滑動軸承選用與校核 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 動軸承的選用 . 翻譯 . 英語原文 . 后記 . 致謝 參考資料 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 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(chǔ)設(shè)備。隨著社會需求和科學技術(shù)的發(fā)展，對機床設(shè)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(shè)計是結(jié)合中型壓力機的工作實際，對 曲柄壓力機進行改造性設(shè)計。由于傳統(tǒng) 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(shè)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(shè)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(shè)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。 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 1 曲柄壓力機的工作原理及主要參數(shù) 柄壓力機的 構(gòu) 成 及工作原理 . 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。 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(fù)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(shè)計中 ,大皮帶輪的設(shè)計兼有飛輪的作用。 工作原理圖如下 圖 ： 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 圖 1柄壓力機的主要技術(shù)參數(shù)和型號 柄壓力機的主要技術(shù)參數(shù) 曲柄壓力機的主要技術(shù)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(guān)生產(chǎn)率等指標的重要資料 160 噸 200 32r/ 450 200 買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 880 700 800 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 閉式單點壓力機 1 第一組 160 公稱壓力（× 10 千牛） 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 2 曲柄滑塊機構(gòu)的構(gòu)成及相關(guān)分析 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(fù)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(fù)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，對于左右前后都較寬購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 的壓力機也可采用四套曲柄連桿，相應(yīng)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(guān)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(fù)運動。 柄壓力機滑塊機構(gòu)的運動規(guī)律分析 。 本次設(shè)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 ,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 ., 圖 2 滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系 滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系表達為 ( ) ( c o s c o s )s R L R a L 而 s 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 令 則 a 而 2c o s 1 s i n 所以 2c o s 1 s i n 代入 ( ) ( c o s c o s )s R L R a L 整理得 : 221 ( 1 c o s ) ( 1 1 s i n ) s R a a 代表連桿系數(shù)。通用壓力機 一般在 圍內(nèi) ( 1 c o s ) ( 1 2 c o s 2 )4s R a a 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 (當可調(diào)時取最短時數(shù)值 ) 因此 ,已知曲柄半徑 時 ,便可從上式中求出對應(yīng)于的不同 s 值 2 2 2()c o )R R L S L S 塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系 求出滑塊的位移與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系后 ,將位移 1 c o s 1 c o s 24s i n s i n 22d s d s d t d a d td d a ad t d a 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 而 所以 s i n s i n 22v R a a 式中 v 滑塊速度 曲柄的角速度 又因為 0 530n n 所以 0 . 1 0 5 s i n s i n 22v n R a a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= 0075 90 之間時， V 的變化很小 ,而數(shù)值最大 0a=90 的滑塊的速度當作最大速度。用即 00m a xm a 0 . 1 0 5 n R s i n 9 0 + s i n 1 8 02V 0 . 1 0 5 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 越大。 本壓力機滑塊的最大速度 00V m a x = 0 . 1 0 5 n R s i n 9 0 + s i n 1 8 02= 0 5 3 2 1 0 03 3 6 m m =s柄壓力機滑塊機構(gòu)的受力分析 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 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。 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示。其中 抵抗變形的反作用力， N 導(dǎo)軌對滑塊的約束反力， 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 N、 間關(guān)系如下： a b 1 P = P /c o s 1 N=P 上式知 當 0a=90 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： 1 t a n = s i n = s i n a 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 上面兩式便成為： P P 1 N = P 如求公稱壓力角 025p 時 ,曲軸上齒輪傳遞的扭矩025p 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1即1 1 6 0 1 6 0 0 0 0 0 :噸80 :R 0 7 4 0 可查表 2 s i n s i n 2 0 . 4 5 7 12因此在不考慮摩擦時齒輪傳動的扭矩為 : 0100( s i n s i n 2 )21 6 0 0 0 0 0 0 . 0 8 0 . 4 7 5 158500M p m 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 的方法 ,對于分析連桿和滑塊受力 ,來說 ,誤差很小 完全可應(yīng)用 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(yīng)考濾由于摩擦所增加的扭矩 M . 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） 如下圖所示 ,摩擦力的大小等于滑塊對導(dǎo)軌的正壓力 ,與摩擦系數(shù)的乘積 ,摩擦力的方向與滑塊的運動方向相反 滑塊向下運動 ,導(dǎo)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0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 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 0 0 0000 1 200 1 222()2M M R 由于小齒輪的作用力所以可以認為兩個支反力的和1 2 1 P P 于是上式可變?yōu)?: 0012 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 : 122 B P 4）連桿銷與連桿小端軸承能夠之間的摩擦 122 B P 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。等于克服各處磨擦所消耗的功率。即：0B A R L B A M M M 式中： 曲柄的角速度； B 滑塊的速度； 曲柄和連桿的相對角速度，d 連桿的擺動角速度，d 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：購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 1 0 1 c o s c o s 2 s i n s i n s i n 222d d d R 現(xiàn)以所設(shè)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 450Ad R=8010Bd 0 185d 代入式子 01 1 c o s c o s i n s i n s i n 22d 中求得方括號內(nèi)的值 ,即12的值如下 : 0 020 0 40 060 0 80 090 12 以上可以看出 , 12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12看作不隨 變化的常數(shù) ,并取其相當于 = 0 時的值 上式可簡化為 10 ( 1 ) 2 d d d 已知1 1 6 0 1 6 0 0 0 0 0 :噸0 . 0 8 7 4 0 . 0 9 0 185d 50Ad 10Bd 買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 0 . 0 5 1 6 0 0 0 0 0 1 8 5 (1 0 . 0 8 7 4 ) 4 5 0 0 . 0 8 7 4 1 1 0 227400 m 與不記摩擦的扭矩比較 ,0 0 . 4 7是 的 倍最后的到考慮摩擦后曲軸所需傳遞的扭矩 : 0 M 110( s i n s i n 2 ) ( 1 )22 d d d 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 d 曲軸支承 頸的直徑 曲軸 頸的直徑 連桿銷的直徑 1P 坯料抵抗變形的反作用力 . 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 3 齒輪傳動 輪傳動的介紹 由于齒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(yīng)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： 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(chǎn)生的噪音和振動要在允許范圍之內(nèi)，不能過大。 輪在應(yīng)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(zhuǎn)過一個角度，從動齒輪按傳動比關(guān)系準確的轉(zhuǎn)過相應(yīng)的角度，但由于制造的誤差，使從動齒輪不能按傳動比關(guān)系準確地轉(zhuǎn)過相應(yīng)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。 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(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(fù)變化的數(shù)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(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 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，同時購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 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(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。 齒輪傳動 根據(jù)總體的設(shè)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(shè)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(shè)計采用的是直齒圓柱齒輪。 輪參數(shù)確定 參考同類型的曲柄壓力機的傳動齒輪設(shè)計。有傳動比 i 為 步確定齒輪的相關(guān)參數(shù)方案如下： 方案一 齒輪摸數(shù) m=12 標準直齒輪為不發(fā)生根切， 小齒輪齒數(shù)1Z=17,那么大齒輪齒數(shù)為： 21Z = i Z = 6 . 4 7 1 7 = 1 1 7 m m2D = m Z = 1 2 1 1 0 = 1 3 2 0 m m. 12m ( Z + Z )A = = 6 ( 1 7 + 1 1 7 ) = 7 6 2 m . 方案二 齒輪摸數(shù) m=12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)1Z=15，那么大齒輪齒數(shù)為： 21Z = i Z = 6 . 4 7 1 5 = 9 7 m m購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 2D = m Z = 1 2 9 7 = 1 1 6 4 m m12 ( Z + Z ) = 6 ( 1 5 + 9 7 ) = 6 7 2 m 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(yīng)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(shè)備中變位齒輪的廣泛應(yīng)用，本次設(shè)計曲柄壓力機采用變位直齒圓柱輪傳動。相關(guān)參數(shù)如下： 模數(shù) m 12 壓力角 a 0 20 變位系數(shù)1 2 齒數(shù) 1z=152 z =輪的尺寸初步計算 有以上數(shù)據(jù)根據(jù)齒輪設(shè)計時的相關(guān)尺寸計算公式，計算齒輪的相關(guān)尺寸如下： 分度圓直徑 D= 11D = m z = 1 2 9 7 = 1 1 6 4 m m22 D = m z = 1 2 1 5 = 1 8 0 m m齒頂圓直徑 m ( z + 2 f + 2 - 2 ) a 1 1 0 1 m ( z + 2 f + 2 - 2 )D = 1 2 ( 1 5 + 2 1 + 2 0 . 4 )D = 1 2 1 7 . 8 2 1 4 m m . a 2 2 0 2 m ( z + 2 f + 2 - 2 )D = 1 2 ( 9 7 + 2 1 + 2 0 . 4 )D = 1 2 9 8 . 1 7 1 1 7 8 m m 齒根圓直徑 f 0 0D = m ( z - 2 f - 2 C + 2 ) 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 f 1 1 0 0 1 m ( z - 2 f - 2 C + 2 )D = 1 2 ( 9 7 - 2 1 - 2 0 . 2 5 - 2 0 . 4 0 )D = 1 2 9 3 . 6 7 1 1 2 4 m m f 2 2 0 0 2 m ( z - 2 f - 2 C + 2 )D = 1 2 ( 1 5 - 2 1 - 2 0 . 2 5 + 2 0 . 4 0 )D = 1 2 1 3 . 3 1 6 0 m m 齒頂高 0()h f m 1 0 111()(1 0 . 4 0 0 ) 1 21 . 4 1 2 1 6 . 8h f m m 2 0 222()(1 0 . 4 0 0 ) 1 20 . 6 1 2 7 . 2h f m m 齒根高 00" ( )h f c m 1 0 0 11" ( )" ( 1 0 . 2 5 0 . 4 ) 1 2 1 0 . 2h f c mh m m 2 0 0 22" ( )" ( 1 0 . 2 5 0 . 4 ) 1 2 1 9 . 8h f c mh m m 齒全高 00h = ( 2 f + C - ) ( 2 + 0 . 2 5 - 0 ) 1 2 = 2 7 m m 輪的強度校核 有總體設(shè)計的計算知大齒輪承受的扭距為 15000千克 *厘米，變位系數(shù)為 速為 n=32r/工精度為八級。現(xiàn)按照彎曲強度計算方法檢驗所設(shè)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(shù) k。 因為齒寬與小齒輪節(jié)圓直徑的比值： 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 11B B 1 2= = 0 . 6 6 6m z 1 . 2 1 5d 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 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 圖 4買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 圖 4軌的設(shè)計與計算 常見的曲柄壓力機的導(dǎo)軌有兩種基本類型 ,即 V 形左右對稱布置的導(dǎo)軌和四角布置的導(dǎo)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(dǎo)軌與滑塊應(yīng)有適當?shù)拈g隙 ,間隙小 ,導(dǎo)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(dǎo)軌與滑塊接觸面迅速磨損 . 導(dǎo)軌與滑塊的間隙大小隨壓力機形式和導(dǎo)軌間距離而異 ,通用壓力機導(dǎo)軌與滑塊的間隙一般在 本次設(shè)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(dǎo)軌的間隙做成可調(diào)節(jié)的 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 . 圖 4角布置的導(dǎo)軌 左面的兩個導(dǎo)向面為固定的平面 ,右面兩個導(dǎo)向面為可調(diào)節(jié)的 45 度斜面 內(nèi)側(cè)面裝有固定導(dǎo)軌的螺栓 ;導(dǎo)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(dǎo)軌的螺紋孔內(nèi) ,用來前后移動導(dǎo)軌 ,以便調(diào)節(jié)間隙 . 參考同類型的壓力機導(dǎo)軌尺寸的計算方法及公式 ,確定斜導(dǎo)軌的結(jié)構(gòu)尺寸如下 : 有總體設(shè)計知導(dǎo)軌長度 L=0 0 0 . 0 3 5 9 5 0 3 3 . 2 5a m m 圓整后取 a=40買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 0 0 0 . 1 2 9 5 0 1 1 4b m m 圓整后取 a=40 0 . 0 1 9 5 0 9 . 5c m m 圓整后取 c=10 0 0 . 0 2 9 5 0 1 9d m m 圓整后取 d=20 0 0 . 0 6 9 5 0 5 7e m m 圓整后取 e=60 0 0 . 3 8 9 5 0 3 6 1f m m 圓整后取 f=400 0 0 . 3 0 9 5 0 2 8 5g m m 圓整后取 g=285 0 0 . 0 7 9 5 0 6 6 . 5h m m 圓整后取 h=70以上計算尺寸 ,繪制出導(dǎo)軌的零件圖如下 : 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 圖 4模高度調(diào)節(jié)裝置總體設(shè)計 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(yīng)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(yīng)是能調(diào)的 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 第二級采用蝸桿蝸輪 圖 4買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 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 連桿替上部的軸瓦與曲軸相聯(lián)結(jié) 在蝸桿軸上安裝了一套放松裝置 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 紋連接依靠兩極傳動中的摩擦阻力來防止松動 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(guān)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考其設(shè)計參數(shù) ,確定本曲柄壓力機高度調(diào)節(jié)裝置的相關(guān)參數(shù)如下 : 電動機 P= n=750r/動級數(shù) 2級 總傳動比 i=137 低速級蝸桿蝸輪傳動 : 傳動比1 54i 模數(shù) m=6 9q 1 1z2 54z 高速級錐齒輪傳動 : : 傳動比2 模數(shù) m=3 25B 1 20z 2 51z 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： 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 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(yīng)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(yīng)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(yīng)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，這時折合功率 N，接近于壓力機一個周期的平均功率 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 合功率 N 與平均功率 下式表示： N=中 K 折合功率 K>1。 平均功率 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。 m E N = 102紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 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 一個工作周期的時間。 因此， 02t(千瓦 ) 般 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： 102(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； 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 102m/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 N = 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(dǎo)軌與滑塊相對滑動的效率 1。 2)調(diào)節(jié)螺桿傳動效率 2。 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 3)調(diào)節(jié)螺母與套筒端面之間相對滑 動的效率 3。 4)皮帶、齒輪傳動效率 4。 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 多數(shù)曲柄壓力機封閉高度調(diào)節(jié)裝置傳動系統(tǒng)的機械效率在 間。 4 電動機功率計算 將式 N =入式 102中，得：102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。 購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 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 動軸承選用與校核 桿大端滑動軸承選用與校核 初步擬訂軸承的尺寸如下 ： 50 L=270 =6 B=10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/勁 250 02 5 0 101 6 0 0 63 2 由以上計算知，此軸承的材料。及尺寸合適，形狀如圖 5示： 圖 5買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 選擇軸承的配合，參考手冊，選用 H7/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。 軸頸上滑動軸承選用與校核 已知軸瓦的內(nèi)徑為 d=200瓦的工作長度 L=270軸轉(zhuǎn)速為 32r/瓦初定材料為鉛青銅 80 型 . 1. 核算比壓 1600000 80000022 所以有公式 8 0 0 0 0 0 3 2 1 4 . 8 12 0 0 2 7 0 3 . 1 4 2 0 0 3 2 0 . 3 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 2 核算 1 4 . 8 1 0 . 3 4 5 . 0 3 7p v p v p v 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 示 : 圖 5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 ,故選用普通深溝球軸承即可滿足需要 a =2700N,500N,軸承轉(zhuǎn)速為 500r/軸承購買文檔就送對應(yīng) 紙 咨詢 14951605 下載文檔送全套 紙 14951605 或 1304139763 處的軸頸可在 30 40圍內(nèi)選擇 ,運轉(zhuǎn)時有輕微沖擊 ,預(yù)期壽命為 Lh=5000h. 比值 : 有公式 2700 0 . 4 95500根據(jù)手冊查表 ,深溝球軸承的最大 e 值為 此時 0 1）初步計算 當量動載荷 p, 根據(jù)式 ()p r aP f X F F查表的 此取為 表的 X= 值需要在已知型號和基本靜載荷 才能求出 取 Y= ( ) 1 . 2 ( 0 . 5 6 5 5 0 0 1 . 5 2 7 0 0 )1 . 2 7 1 3 0 8 5 5 6p r aP f X F 2）根據(jù)公式求軸承的基本額定動載荷值 36660 6 0 5 0 0 5 0 0 08 5 5 6 4 5 4 6 01 0 1 0 3）按照軸承的選用手冊選擇 C=45460N 的軸承為 6307 型 0= 相對應(yīng)軸