曲柄壓力機的曲柄滑塊工作機構(gòu)設(shè)計1

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1、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)計的為開式固定臺式中型，公稱壓力為1600KN曲柄壓力機。本設(shè)計主要進行該曲柄壓力機曲柄滑塊工作機構(gòu)的設(shè)計。在設(shè)計中，首先根據(jù)該壓力機要保證的主要技術(shù)參數(shù)公稱壓力、滑塊行程等，初步估算曲柄，連桿，滑塊，導(dǎo)軌相關(guān)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(diào)節(jié)裝置設(shè)計，并最終完成該曲柄滑塊工作機構(gòu)設(shè)計。關(guān)鍵字：公稱壓力；曲軸；連桿；導(dǎo)軌；調(diào)節(jié)裝置 Abstract Crank press machine widely used in punching, bending, stamping die correc

2、tion, 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 overall design to determine the main parameters o

3、f 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 to the requirements to complete the die height adj

4、ustment 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(shù)11.1壓力機技術(shù)參數(shù)11.2 曲柄壓力機的工作原理.11.3曲柄壓力機工作的特點21.4 曲柄形式21.4.1、曲軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)31.4.2、偏心軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)41.4.3、曲拐驅(qū)動的曲

5、柄滑塊機構(gòu)41.5.4、偏心齒輪驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)41.4.5各種結(jié)構(gòu)的區(qū)別及最終確定設(shè)計設(shè)計思路6第二章 曲柄滑塊機構(gòu)的構(gòu)成及相關(guān)分析72.1壓力機曲柄滑塊機構(gòu)的構(gòu)成72.2曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的運動規(guī)律分析。82.2.1滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系82.2.2滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系82.3曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的受力分析92.3.1忽略摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析102.3.2考慮摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析11第三章 裝模高度調(diào)節(jié)裝置總體設(shè)計143.1裝模高度調(diào)節(jié)設(shè)計及電動機的選定143.1.1 裝模高度調(diào)節(jié)裝置構(gòu)成及工做原理143.1.2調(diào)節(jié)裝置電動機選定15第四章 齒

6、輪傳動184.1 齒輪傳動的介紹184.1.1齒輪在應(yīng)用的過程中對精度有以下的要求184.2 直齒輪傳動184.2.1齒輪參數(shù)確定194.2.2齒輪的尺寸初步計算194.2.3 齒輪的強度校核20第五章 曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的設(shè)計與計算235.1曲軸的設(shè)計與計算235.1.1選定軸的材料235.1.2估算曲軸的相關(guān)尺寸235.1.3 設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖235.1.4 校核軸勁尺寸235.1.5曲軸的危險階面校核245.2連桿和調(diào)節(jié)螺桿的設(shè)計265.2.1 連桿和調(diào)節(jié)螺桿初步確定265.2.2校核調(diào)節(jié)螺桿的和連桿尺寸265.4導(dǎo)軌的設(shè)計285.5蝸桿蝸輪傳動的計算305.5.1蝸桿傳動的特

7、點305.5.2蝸桿蝸輪的材料305.5.3蝸桿蝸輪尺寸的計算315.5.4 核算蝸輪彎曲應(yīng)力325.5.5核算蝸桿接觸應(yīng)力:33第六章 軸承的選用及緊固件的選用356.1滑動軸承選用與校核356.1.1連桿大端滑動軸承選用與校核356.1.2曲軸頸上滑動軸承選用與校核356.2 滾動軸承選用與校核366.2.1求比值:366.2.2求相對應(yīng)軸承軸向載荷的e值與Y值376.3堅固件的選用376.3.1緊固件的選用原則376.3.2螺栓的選用38第七章 總裝設(shè)計397.1過載保護裝置397.1.1液壓式過載保護裝置397.2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(gòu)設(shè)計第一章

8、曲柄壓力機的工作原理及主要參數(shù)1.1壓力機技術(shù)參數(shù)壓力機的主要技術(shù)參數(shù)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(guān)生產(chǎn)率等指標。此次設(shè)計的是開式固定臺式中型壓力機，設(shè)計的技術(shù)參數(shù)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(shù) 40次/min最大裝模高度 350 mm裝模高度調(diào)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 220 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） 65 X 90 mm 圖1-1立柱間距 64

9、0 mm1.2 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(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(dāng)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

10、作用。工作原理圖如下圖： 圖1-21.3曲柄壓力機工作的特點剛性傳動，滑塊運動具有強制性質(zhì)a. 上下死點、運動速度、閉合高度等固定便于實現(xiàn)機械化和自動化b. 定行程設(shè)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(wǎng)造成沖擊b. 不能夠超能量使用1.4 曲柄形式曲軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)偏心軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)曲拐驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)偏心齒輪驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)圖1-31 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(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)

11、工作原理：曲軸旋轉(zhuǎn)時，連桿作擺動和上、下運動，使滑塊在導(dǎo)軌中作上、下往復(fù)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(diào)。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(gòu)結(jié)構(gòu)圖1、打料橫梁 2、滑塊 3、壓塌塊 4、支承座 5、蓋板 6、調(diào)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(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)工作原理：當(dāng)偏心軸轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)緊湊

12、，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(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)工作原理：當(dāng)曲拐軸轉(zhuǎn)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：曲拐軸單端支承，受力條件差；滑塊行程可調(diào)（偏心套或曲拐軸頸端面有刻度）。便于調(diào)節(jié)行程且結(jié)構(gòu)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(gòu)結(jié)構(gòu)圖1、滑塊 2、調(diào)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(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)工作原理：偏心齒輪在芯軸上旋轉(zhuǎn)時，其偏心頸就相當(dāng)于曲柄在旋轉(zhuǎn)，從而

13、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。結(jié)構(gòu)相對復(fù)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(gòu)結(jié)構(gòu)示意圖1. 連桿體; 2. 調(diào)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(diào)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(jié)構(gòu)的區(qū)別及最終確定設(shè)計設(shè)計思路 曲軸式壓力機行程不可調(diào)； 偏心 軸式、偏心齒輪式和曲拐式

14、壓力機的行程可設(shè)計成可調(diào)節(jié)結(jié)構(gòu)； 設(shè)備總體結(jié)構(gòu)曲拐式更美觀。經(jīng)過上面的分析，我選擇設(shè)計成曲折開式固定壓力機壓力機。第二章 曲柄滑塊機構(gòu)的構(gòu)成及相關(guān)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(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2-1 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(dāng)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

15、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。2.2曲柄壓力機滑塊機構(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,AB表示連桿長度. 滑塊的位移為s。a為曲柄的轉(zhuǎn)角。習(xí)慣上有曲柄最底位置（相當(dāng)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.,2.2.1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)系表達為而 令

16、 則而 所以 圖2-2代入整理得: 代表連桿系數(shù)。通用壓力機一般在0.10.2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(dāng)可調(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(yīng)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(guān)系 求出滑塊的位移與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系后,將位移s對時間t求導(dǎo)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

17、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(shù)值最大.因此常常近似取曲柄轉(zhuǎn)角的滑塊的速度當(dāng)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Vmax=0.105nR(sin90+ /2 Xsin180)=0.105X40X70=294mm/s 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(xué)分析。2.3

18、.1忽略摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)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(dǎo)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(guān)系如下： 有上式知 當(dāng)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p1=1600KN=1600000N R=70mm 可

19、查表2-2得 因此在不考慮摩擦?xí)r齒輪傳動的扭矩為:M0=p1R(sin+/2sin)M0=1600000X0.07X0.4751 M0=52311N 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(yīng)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(yīng)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(xué)分析曲柄滑塊機構(gòu)的摩擦主要發(fā)生在四處:1）.滑塊導(dǎo)向面與導(dǎo)軌之間的摩擦.如下圖所示,摩擦力的大小等于滑塊對導(dǎo)軌的正壓

20、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.工作行程時,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。等于克服各處磨擦所消耗的功率。即： 式中

21、：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(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.有該曲柄壓力機的參數(shù)如下: da=250mmR=70mm 代入式子中求得方括號內(nèi)的值,即的值如下: 684.9 681.61 679.95 673.90 661.30 649.40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(dāng)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

22、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 圖2-4坯料抵抗變形的反作用力.第三章 裝模高度調(diào)節(jié)裝置總體設(shè)計 3.1裝模高度調(diào)節(jié)設(shè)計及電動機的選定3.1.1 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(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.本壓力機采用的電動機驅(qū)動的一級傳動機構(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(diào)節(jié)螺桿所組成.調(diào)節(jié)螺桿下部

23、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(dāng)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

24、與曲柄壓力機表6-6,參考其設(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=1.5千瓦 n=750r/min傳動級數(shù) 1級 總傳動比i=54 3.1.2調(diào)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(yīng)的轉(zhuǎn)化為熱能的耗損也減小。電動

25、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

26、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(dāng)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(dāng)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(guān)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，K1。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

27、能量； t一個工作周期的時間。因此， (千瓦)K的數(shù)值隨壓力機的具體情況而定，一般K在1.151.6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； 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(dāng)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 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(dǎo)軌與滑塊相

28、對滑動的效率1。2)調(diào)節(jié)螺桿傳動效率2。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： 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0.020.03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

29、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(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。4.1.1齒輪在應(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

30、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?？傊?，

31、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。 4.2 直齒輪傳動根據(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。4.2.1齒輪參數(shù)確定參考同類型的曲柄壓力機的傳動齒輪設(shè)計。有傳動比i為6.47初步確定齒輪的相關(guān)參數(shù)方案如下：方案一齒輪摸數(shù)m=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：. 方案二齒輪摸數(shù)m=12mm

32、，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(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 變位系數(shù) 齒數(shù) 4.2.2齒輪的尺寸初步計算 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=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

33、強度校核有總體設(shè)計的計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=40r/min；加工精度為八級。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(dāng)。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：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 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5-4 圖5-55.4導(dǎo)軌的設(shè)計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.滑塊的工作要求：

34、滑塊的導(dǎo)向面必須與底平面垂直. 滑塊的高度要足夠高.滑塊還應(yīng)有足夠的強度。 導(dǎo)軌和滑塊的導(dǎo)向面應(yīng)保持一定的間隙，導(dǎo)向間隙必須可調(diào)。 導(dǎo)軌與滑塊應(yīng)有適當(dāng)?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0.040.25mm之間.下圖是滑塊的典型形式圖5-6滑塊導(dǎo)向部分的形狀如下圖，單陵式應(yīng)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(dǎo)向長度分為長導(dǎo)和短導(dǎo)向兩種，下表所例為開式壓力機滑塊導(dǎo)向長度和滑塊，導(dǎo)軌主要尺寸，可供設(shè)計參考。增加滑塊導(dǎo)向長度，有利

35、于提高其導(dǎo)向精度，加長導(dǎo)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(dǎo)向長度和滑塊寬度之比L1：L2為1.2-1.7，對于長導(dǎo)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(dǎo)向面上還要鑲上一層酚醛壓布板。導(dǎo)軌導(dǎo)軌的形式如下圖所示，導(dǎo)軌的材料用HT15-32，導(dǎo)軌的數(shù)據(jù)：行程160，導(dǎo)軌長L0=770，導(dǎo)向長L1=938,前后L2=375，左右L3=630 ,L1/S=5.86,L2/L3=1.49,L0

36、/L1=0.821. 圖5-85.5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(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.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(jīng)滲碳淬火制成,也可用45號鋼經(jīng)淬火,HRC=4550.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=217255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

37、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.5.5.3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 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(dǎo)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

38、輪彎曲應(yīng)力由公式 式中 K載荷系數(shù),一般 K=1.11.4 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(dāng)量齒數(shù)查表的蝸輪的許用彎曲應(yīng)力取 因為=2000N*m , 查圖的所以蝸輪材料采用HT2040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.5.5.5核算蝸桿接觸應(yīng)力: 有蝸桿接觸應(yīng)力計算公式如下 式中常數(shù),當(dāng)蝸桿材料為鋼,蝸輪材料為銅時, =14850; 當(dāng)蝸桿材料為鋼,蝸輪材料為鑄鐵時, =17000蝸輪的許用接觸應(yīng)力

39、K載荷系數(shù),一般取 K=1.11.4 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(yīng)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(diào)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(jù)曲

40、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(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.1. 核算比壓 所以有公式 2 核算pv 核算表明最初所確定的

41、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6-26.2 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3040mm,范圍內(nèi)選擇,運轉(zhuǎn)時有輕微沖擊,預(yù)期壽命為Lh=5000h.6.2.1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(dāng)量動載荷p,根據(jù)式查表的fp=1.01.2,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

42、=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(yīng)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(yīng)軸向載荷為 在此間對應(yīng)的e值為0.280.30,Y值為1.551.45.2)用線性插值法求Y值. 故X=0.56 Y=1.553)求當(dāng)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緊固件的選用原則從加工、裝配的工作效率考慮，在

43、同一機械或工程內(nèi)，應(yīng)盡量減少使用緊固件的品種；從經(jīng)濟考慮，應(yīng)優(yōu)先選用商品緊固件品種。 根據(jù)緊固件預(yù)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(yīng)用最普通，按制造精度和產(chǎn)品質(zhì)量分為A、B、C等產(chǎn)品等級，以A和B級應(yīng)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(zhuǎn)作用，常用在比較粗糙的結(jié)構(gòu)上，有時也用于T型

44、槽中，便于螺栓在槽中松動調(diào)整位置。見GB8、GB57805790等。本次設(shè)計選鉸制孔用螺栓4個，使用時將螺栓緊密鑲?cè)脬q制孔內(nèi)，以防止工件錯位，配套的螺母墊圈各選4個。圖6.3第七章 總裝設(shè)計7.1過載保護裝置壓力機在工作時，由于模具調(diào)整不當(dāng)或者重疊沖壓發(fā)生過載現(xiàn)象，這種過載現(xiàn)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(shè)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(shè)有卸荷閥，其中一個液壓墊還設(shè)有限位開關(guān)。工作時，高壓液壓泵 2 打出的高壓油，流經(jīng)單向閥、 卸荷閥 5 進

45、入液壓墊 6 的液壓缸。為使液壓墊內(nèi)的連桿支承座抬起，當(dāng)壓力機在公稱壓力下工作時，液壓墊中的油壓使卸荷閥中的單向閥關(guān)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(dāng)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(dāng)卸荷閥閥芯移動時，閥芯上的斜面螺母觸動限位開關(guān)，限位開關(guān)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(fù)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(diào)整不當(dāng)或失靈將引起液壓泵壓力過高或過低，影響壓力

46、機的正常工作。如壓力調(diào)得過高，當(dāng)壓力機過載時卸荷閥將打不開， 圖8-1壓力機有發(fā)生破壞的危險。若壓力調(diào)得過低，當(dāng)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(shè)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(jù)需要，可將壓力表開關(guān) 7 打開，即可從表中得到讀數(shù)值。在一般情況下壓力表開關(guān)為關(guān)閉。上述液壓保護裝置是靠高壓液壓泵供油，溢流閥經(jīng)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(fù)保護功

47、能，而且可以將保護壓力調(diào)節(jié)得低于公稱壓力。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(zhì)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

48、滑脂外觀呈深黃色到暗褐色。二硫化鉬作為潤滑介質(zhì)的應(yīng)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(diào)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(nèi)摩擦系數(shù)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(nèi)的金屬微塵及雜質(zhì)帶走。機械油在運動副內(nèi)產(chǎn)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(nèi)摩擦系數(shù)大，故不宜在高速運動的運動副內(nèi)使用，也不便實現(xiàn)循環(huán)潤滑。二硫化鉬潤滑介質(zhì)的最大特點是：二硫化鉬與金屬的親合能力強； 摩擦系數(shù)小，= 0.040.09，而且摩擦系數(shù)隨運動速度及負荷的增大而減?。欢蚧f的化學(xué)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