曲柄滑塊工作機構(gòu)課程設(shè)計.doc

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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；導軌；調(diào)節(jié)裝置 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 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 640 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： 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)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(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，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，其偏心頸就相當于曲柄在旋轉(zhuǎn)，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。結(jié)構(gòu)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(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，對于左右前后都較寬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.,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 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(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 可查表2-2得 因此在不考慮摩擦時齒輪傳動的扭矩為: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(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(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6-6,參考其設(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 第五章 曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的設(shè)計與計算5.1曲軸的設(shè)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(guān)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(shè)計步驟,經(jīng)驗公式先初步?jīng)Q定曲軸的相關(guān)尺寸。5.1.2估算曲軸的相關(guān)尺寸 5.1.3 設(shè)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500mm5.1.4 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0.10.3之間.由總體結(jié)構(gòu)設(shè)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5-15.1.5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AA截面扭距等于零. 在BB截面 在AA截面 有以上的計算可知所設(shè)計的曲軸尺寸合適,材料能滿足要求。5.2連桿和調(diào)節(jié)螺桿的設(shè)計參考同類型的曲柄壓力機調(diào)節(jié)螺桿的設(shè)計常用材料,查閱相關(guān)資料,初定材料為QT45-5. 根據(jù)機器結(jié)構(gòu)設(shè)計,本壓力機采用連桿銷傳力的調(diào)節(jié)螺桿.5.2.1 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4060mm.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(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)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5-4 圖5-55.4導軌的設(shè)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。 導軌和滑塊的導向面應(yīng)保持一定的間隙，導向間隙必須可調(diào)。 導軌與滑塊應(yīng)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0.040.25mm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(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(shè)計參考。增加滑塊導向長度，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(shù)據(jù)：行程160，導軌長L0=770，導向長L1=938,前后L2=375，左右L3=630 ,L1/S=5.86,L2/L3=1.49,L0/L1=0.821. 圖5-8 22